Дипломная работа: Разработка оборудования для уплотнения балластной призмы
где - коэффициент, учитывающий
механические свойства материалов сопрягаемых поверхностей (= 275) [14].
19) Отклонение рабочего
контактного напряжения от допускаемого ∆σн, %:
.(2.54)
20) Окружное усилие Ft, H:
,(2.55)
где - начальный диаметр колеса, мм.
,(2.56)
где - начальный диаметр шестерни, мм.
.(2.57)
21) Радиальное усилие Fy, H:
. (2.58)
22) Осевое усилие Fa, H:
.(2.59)
23) Коэффициент перекрытия
зубьев Yε :
Yε=1.
24) Коэффициент наклона зубьев Yβ :
Yβ=1.
25) Рабочее изгибное напряжение
зубьев шестерни σF2, мПа:
.(2.60)
26) Рабочее изгибное напряжение
колеса σF1, мПа:
.(2.61)
27) Максимальное контактное
напряжение σн max,
мПа:
.(2.62)
28) Максимальное изгибное
напряжение σF max, мПа:
.(2.63)
Значения рассчитываемых величин
представлены на распечатках результатов расчёта, сделанного на ЭBM (программа ДМ-1).
2.3.3 Результаты расчёта
зубчатой передачи, выданные ЭВМ
2.3.4 Анализ результатов расчёта
зубчатой передачи
Геометрические параметры округляем
до сотых долей миллиметра.
По допускаемым и рабочим
напряжениям делаем вывод, что прочность достаточна.
Усилие в зацеплении округляем с
точностью до целых.
2.4 Уточнённый расчёт валов и
выбор подшипников
Данный расчёт даёт более
достоверные результаты, чем ориентировочный расчёт.
В этом разделе исходными данными
являются: силы, действующие на колесо шестерни, расстояния между линиями
действия всех сил, диаметры колёс.
Для наглядного представления
изобразим аксонометрическую схему нагружения валов (рисунок 2.9).
Рисунок 2.9 – Схема нагружения
валов
2.4.1 Расчёт дебалансного
вала
Для уточнённого расчёта выполним
эскизную компоновку элементов вала (рисунок 2.10).
Предварительно назначаем
подшипник по ГОСТ 5720 – 75: № 1608 с d=40 мм, D =90 мм, B =33 мм [2].
Рисунок 2.10 – Эскизная
компановка элементов вала
На вал действуют две силы в
направлении X (рисунок 2.10, б) F’в
, Ft и
крутящий момент T.
Составим уравнения суммы
моментов относительно точек 1 и 2, найдём реакции в этих точках.
ΣM1=0;
.
ΣM2=0;
.
Находим изгибающий момент в т.
1, 2, 3 ,4 (Рисунок 2.10, в):
;
;
Максимальный изгибающий момент в
т.4 под дебалансом.
Приведённый момент:
,(2.64)
где α – коэффициент
учитывающий соответствие центров касательного и нормального напряжения (α
= 0,75 [4]); T – крутящий момент, Н·м.
T =Ft·d/2 ,(2.65)
где d –
делительный диаметр шестерни (d = 0,25 м);
T =777·0,25/2=91,125 Н·м.
.
Диаметр вала по формуле:
,(2.66)
.
Окончательно принимается диаметр
вала d = 0,04 м.
2.4.1.1 Выбор подшипников
Ранее принятый подшипник (см.
п.2.4.1) проверяем на динамическую грузоподъёмность:
Стабл. >Cрасч,(2.67)
где Стабл. –
динамическая грузоподъёмность взятая из таблицы [3], (Стабл. = 44,9
кН); Cрасч. – динамическая грузоподъёмность
полученная методом расчёта, кН.
Cрасч.
= L1/P·P,(2.68)
где p –
показатель степени (для шарикоподшипников p = 3 [2]); L – номинальный ресурс подшипников, млн. об.; P – эквивалентная нагрузка, Н.
L = Ln·60·nII /106,(2.69)
где Ln
– номинальный ресурс в часах (примем Ln=125
ч)
L =
150·60·1800/106=16,2 млн.об.
Эквивалентная нагрузка, Н:
P = R·V·Kδ·KТ , (2.70)
где R –
радиальная нагрузка, Н (R = 12959 Н); V
– коэффициент вращения (V=1,[2] стр. 359) Kδ – коэффициент, учитывающий нагрузки (Kδ =1,35,[2] стр. 362 ); KТ
– температурный коэффициент (KТ =1 [2]).
P =
12959·1·1,35·1=17494,65 H.
Срасч.=16,21/3·17494,65=44266,67
H.
Условие (2.67) выполняется.
Окончательно принимаем для дебалансного вала шарикоподшипник радиальный
сферический двухрядный (по ГОСТ 5720 – 75) [2]:
№ 1608 С=44,9 мм; d=40 мм; D=90 мм; B=33
мм.
2.4.2 Расчёт ведущего вала
вибровозбудителя
Выполним эскизную компоновку
элементов вала (рисунок 2.11, а).
На вал действуют две силы в двух
плоскостях: Fr в плоскости y0z и Ft в плоскости x0z и действует крутящий момент T (рисунок 2.11, а, г).
Рисунок 2.11 – Эпюра моментов
Находятся реакции в опорах в
плоскости z0y (рисунок 2.11,
а):
;
.
;
.
Находится изгибающий момент в
точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, в):
.
.
Находятся реакции в опорах в
плоскости z0x (рисунок 2.11, г):
;
.
;
.
Находится изгибающий момент в
точках 1, 2, 3 (рисунок 2.11, д):
;
.
Максимальный момент приложен в
точке 3 под зубчатым колесом:
;(2.71)
.
Приведённый момент по формуле
(2.64):
.
Тогда наименьший диаметр вала
равен по формуле (2.66):
.
Конструктивно принимаем диаметр
ведущего вала вибровозбудителя d=0,04м.
2.4.2.1 Выбор подшипников
По ГОСТ 5720 – 75 выбран
радиальный сферический двухрядный шарикоподшипник [2]:
№1208 C
= 19кН; d = 40 мм; D = 80 мм; B = 18 мм.
Проверяют его на динамическую
грузоподъёмность по условию (2.67).
Эквивалентная нагрузка по
формуле (2.70):
.
Срасч.=16,21/3·865,15=2189
H < Стаб.
Условие (2.67) выполняется –
подшипник выбран верно.
2.5 Расчёт и выбор шпонки
Размеры призматических шпонок
(рисунок 2.12): ширина b, высота h,
глубина паза t1 и ступицы t2
выбираем в зависимости от диаметра вала.
Длину шпонки принимаем из
стандартного ряда на 5 – 10 мм меньше длины ступицы.
Рисунок 2.12-Призматическая
шпонка
Выбранную шпонку проверяют на
смятие:
;(2.72)
где - допускаемое напряжение смятия,
МПа, для H7/h6 = 80 … 120 МПа) ; - расчётная
длина шпонки, мм (lp=l
– b).
Результаты расчётов сведём в
таблицу 2.2.
Таблица 2.2 - Результаты
расчетов
№ вала |
1 (ведущий) |
2 (вал-шестер.) |
2 (вал-дебал.) |
Т, Нм
|
120,43 |
97,125 |
97,125 |
d, мм |
40 |
40 |
40 |
в, мм |
12 |
12 |
12 |
h, мм |
8 |
8 |
8 |
t1, мм |
5 |
5 |
5 |
t2, мм |
3,3 |
3,3 |
3,3 |
l, мм |
36 |
36 |
80 |
lр, мм |
24 |
24 |
68 |
, МПа
|
76 |
61,3 |
21,6 |
, МПа
|
80 |
80 |
80 |
Прочность по условию (2.72)
достаточна.
Шпонка призматическая (по ГОСТ
23360-78) [2].
Для соединения вал-зубчатое колесо:
Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78.
Для соединения вал-шестерня:
Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78.
Для соединения вал-дебаланс:
Шпонка 12x8x36 ГОСТ 23360-78.
2.6 Выбор и расчёт подвески
виброплиты
Эскизная компоновка виброплиты
приведена на (Рисунке 2.13).
Подвеска виброплиты
соответствует подвеске уплотнителя откосов, установленного на машине ВПО- 3000.
Разница в том, что механизм подъёма и опускания – гидравлический.
Расчёт подвески виброплиты
сводится к расчёту и выбору гидроцилиндров и расчёту рессор.
2.6.1 Расчёт и выбор
гидроцилиндров
Для определения длины хода
поршня Xпор и усилия на штоке Fшт изобразим в масштабе расчётную схему рабочего
оборудования (Рисунок 2.15).
Усилие на штоке определим для
двух неблагоприятных случаев нахождения виброплиты.
1)
Виброплита находится в нижнем положении при подъёме (вертикальная
статическая сила прижатия Fвст к
балласту (Рисунок 2.15) не действует) (Рисунок 2.14).
Рисунок
2.14-Схема к определению усилия на штоке
Рисунок
2.15-Расчетная схема к определению длины хода поршня и усилия на шток
: ;
, (2.73)
где - масса
рабочего оборудования, кг [5].
,(2.74)
где - приведённая
масса виброплиты, кг (=460 кг); - масса рамы, кг (=682 кг [5]); - масса
установки электродвигателя, кг; - масса элементов присоединения,
кг ( Принято =100кг); - масса щеки, кг (=72 кг [5]).
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8
|