Дисковый питатель

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

привод дисковый накопитель шестерня

Введение

1. Основная часть

1.1 Характеристика агрегата

1.2 Устройство и принцип работы питателя

1.3 Исходные данные для проектирования

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 Определим КПД привода

Общий КПД привода равен:

2.2 Мощность на валу барабана

2.3 Требуемая мощность электродвигателя

2.4 Угловая скорость барабана

2.5 Частота вращения барабана

2.6 Выбор электродвигателя

Номинальная частота вращения вала двигателя:

Угловая скорость вала двигателя:

2. 7Определение передаточного отношения привода

2.8 Вычисление вращающих моментов на валу

2.9 Частоты вращения и угловые скорости валов

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Подбор материала для зубчатых колес

3.2 Допускаемые контактные напряжения

3.3 Допускаемое напряжение на изгиб

3.4 Коэффициент К и ширины венца

3.5 Межосевое расстояние

3.6 Нормальный модуль

3. 7Определим суммарное число зубьев

3. 8Основные размеры шестерни и колеса

3. 9Ширина колеса и шестерни

3. 10Коэффициент ширины шестерни по диаметру

3. 11Окружная скорость колес

3. 12 Коэффициент нагрузки:

3. 13Силы, действующие в зацеплении

3. 14 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

4. Конструктивные размеры шестерни

4. 1Шестерня

4.2 Колесо

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

6. Эскизная компоновка редуктора

6.1 Толщина фланца крышки подшипника

6.2 Смазывание подшипников

7. Проверка подшипников на долговечность

7.1 Ведущий вал

7.2 Определение изгибающего и крутящего моментов и построение эпюр

Крутящий момент:

7.3 Суммарный изгибающий момент

7.4 Сумарные реакции

8. Расчет шпоночных соединений

8. 1Подбор шпонок для быстроходного вала

8.2 Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала

8.3 Сечение, А — А

8.4 Сечение Д — Д

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Привод дискового питателя служит для обеспечения вращательного движения с заданными характеристиками. Движение в нем передается от электродвигателя, через упругую втулочно-пальцевую муфту к редуктору, в котором оно преобразуется в движение с требуемыми параметрами — частотой вращения и крутящим моментом. Двигатель и редуктор установлены и закреплены на специально сконструированной сварной раме, изготовленной из стального проката стандартного профиля. В целях безопасной эксплуатации привода вращающаяся с большой скоростью соединительная муфта снабжена защитным кожухом. Привод устанавливается в цехе и крепится к полу фундаментными болтами.

Применение обусловлено простотой её конструкции, простотой изготовления и ремонта удобством замены упругих элементов).

Редуктор выполнен по развернутой схеме, что обеспечивает большое передаточное отношение. Применение цилиндрической зубчатой передачи с косыми зубьями повышает плавность работы, увеличивает нагрузочную способность, уменьшает контактные напряжения и износ. Осевое смещение колес регулируется втулками.

В качестве опор быстроходных валов выбраны роликовые подшипники в силу свободного размещения приливов под подшипниковые гнезда (они имеют меньшие габариты при той же грузоподъемности).

Смазка редуктора — картерная: вращающиеся зубчатые колеса разбрызгивают масло, которое затем конденсируется на стенках корпуса, стекает по стенкам и смазывает подшипники.

Для контроля зацепления в крышке корпуса предусмотрен люк, для выравнивания давления внутри и снаружи редуктора — отдушина, для слива масла — сливное отверстие. Все соединения снабжены уплотнителями для герметичности редуктора.

1. Основная часть

1.1 Характеристика агрегата

Питатель — это устройство для равномерной подачи насыпных и штучных грузов из бункеров, загрузочных лотков, магазинов и других загрузочных устройств к транспортирующим и перерабатывающим машинам (станкам, мельницам, грохотам и т. п.). Питатели разделяются на 2 группы:

1. Устройства аналогичные некоторым типам конвейеров, но, в отличие от них, обладают небольшой длиной и повышенной мощностью двигателя привода. Различают следующие виды питателей, относящиеся к этой группе:

1) ленточные питатели;

2) пластинчатые питатели;

3) винтовые (шнековые) питатели;

4) качающиеся питатели;

5) вибрационные питатели.

2. Устройства не имеющие прототипов среди конвейеров. К этой группе питателей относятся:

a. барабанные питатели;

b. дисковые питатели;

c. цепные питатели;

d. пневматические винтовые питатели.

Ленточные питатели предназначены для равномерной подачи сухих материалов с насыпным весом до 2,8 тн/м3 в машины и транспортирующие устройства. Применяются на предприятиях горной, металлургической промышленности; на линиях по выпуску сухих строительных смесей и т. п. В ленточных питателях подача сухих материалов осуществляется посредством ленты, которая приводится в движение от электродвигателя через цепную передачу или редуктор. Движущаяся лента, доставляющая материал к транспортирующим или перерабатывающим машинам, располагается прямо под бункером из которого сыплется материал. Количество материала, подаваемое питателем регулируется специальной заслонкой, а также скоростью движения ленты.

Пластинчатые питатели предназначены для транспортировки и равномерной подачи сыпучих материалов горно-обогатительного производства из одной емкости (бункера, воронки) в другие емкости, в рабочие машины или на склады. Полотно питателя, как правило, представляет собой стальную шарнирную конструкцию, являющуюся составной частью транспортера для подачи сыпучего материала в карьерах и на обогатительных фабриках.

Винтовые (шнековые) питатели представляют собой трубу или желоб, в которой размещен рабочий орган — винт. Вращающийся стержень, помещенный в горизонтальный или наклонный жёлоб, перемещает сыпучий или мелкокусковой груз вдоль жёлоба. Регулировка производительности производится увеличением скорости вращения винта. Шнековые питатели предназначены, в основном, для непрерывной и равномерной подачи сыпучего материала. Область применения — комплектование промышленных установок и технологических линий с заданной дозировкой материала.

Качающиеся питатели являются машинами непрерывного транспортирования, рабочим органом которой является лоток, совершающий возвратно-поступательные движения, предназначенными для равномерной подачи не липких, сыпучих материалов из бункеров, воронок и других емкостей в технологические машины или транспортирующие устройства.

Вибрационные питатели предназначены для равномерной подачи не липких сыпучих материалов для установки под бункерами на горизонтальных участках материалопроводов в качестве загрузочных устройств или дозаторов. Доставка материала по рабочему органу, который является круглой трубой происходит за счет ее колебательных движений.

Барабанные питатели применяются как для подачи хорошо сыпучих, зернистых и мелко-кусковых грузов, так и для крупнокусковых грузов. Для подачи хорошо сыпучих, зернистых и мелко-кусковых грузов питатели имеют гладкую внутреннюю поверхность барабана, а для подачи крупнокусковых грузов — ребристую поверхность.

Дисковые (тарельчатые) питатели применяются для сыпучих грузов. Дисковые питатели снабжены загрузочным устройством, из которого груз попадает на вращающийся вокруг вертикальной оси диск и сбрасывается с него неподвижно закрепленным скребком. Скорость вращения диска выбирается такой, чтобы сбрасывание груза не происходило под действием центробежной силы.

Цепные питатели, применяемые для крупнокусковых грузов, имеют так называемый цепной занавес, перекрывающий выпускное отверстие бункера. При вращении приводного барабана цепи прижимают к лотку слой груза, регулируя скорость его скольжения.

Пневматические винтовые питатели (каньон-насосы) применяют для подачи сыпучих пылящих материалов и от обычных винтовых питателей. отличаются тем, что на выходе материал захватывается и транспортируется струей воздуха.

1.2 Устройство и принцип работы питателя

Тарельчатые (дисковые) питатели применяют для пылевидных и кусковых (размером до 150 мм) материалов при непрерывной подаче материала в машины, а также для объемного дозирования порошкообразных материалов.

Техническая характеристика тарельчатых питателей приведена в табл. 58.

Барабанные питатели применяют для дозирования и подачи в машины шамота, цемента, песка, извести и других мелкозернистых сыпучих материалов При вращении барабана его ячейки заполняются, проходя под воронкой бункера, и затем при повороте на 180° разгружаются. В последнее время в барабанных дозаторах и питателях стали устанавливать электровибраторы для устранения сводов, образующихся в бункерах.

Шнековые (винтовые) питатели применяются для равномерной подачи глины, цемента, извести, песка. Производительность шнековых питателей 20--30 м3/ч при длине транспортирования 1,5--2 м.

Одинарный лотковый виброзатвор-питатель представляет собой наклонный лоток, находящийся под действием электромагнита, питаемого электрическим током и совершающего до 3000 колебаний в минуту.

Производительность питателя можно регулировать, заменяя угол наклона лотка и частоту колебаний сердечника электромагнита.

Ленточный питатель (рис- 471) применяют для подачи сыпучих материалов. Если высота падения материала на питатель велика, ролики, поддерживающие ленту, должны быть смонтированы па подрессоренной раме и и иметь резиновую оболочку.

Объемный питатель с гибкой лентой применяется для подачи сухих дробленых и молотых материалов. Он состоит из смонтированного под бункером короткого ленточного транспортера 1, и заслонки 2, устанавливаемой на заданной высоте и регулирующей толщину слоя материала на ленте и тем самым производительность питателя.

Лента, движущаяся с постоянной скоростью, приводится через цепную передачу 4 от электродвигателя 3 со встроенным в его корпус редуктором. Производительность объемных питателей с гибкой лентой в зависимости от их размера составляет 12--180 т/ч.

1.3 Исходные данные для проектирования

/

Рис

1) Электро двигатель

2) Упругая муфта

3) Редуктор

4) Зубчатая муфта

5) Питатель

Исходные данные

Pвых- 8кВт

Nвых-110 обмин

Допускаемое отклонение скорости ленты = 4%

Срок службы привода LГ = 5 лет

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 Определим КПД привода

Общий КПД привода равен:

= 1 * 2 * 32 * 42 * 5 (2. 1)

где 1 — КПД закрытой зубчатой передачи; 1 = 0,98;

2 — КПД открытой цепной передачи, 2 = 0,92;

3 — КПД муфты; 3 = 0,98;

4 — коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения,

4 = 0,99;

5 — коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана,

5 = 0,99

Значения КПД принимаем по таб. 1.1 [1, стр. 5]

= 0,98 * 0,92 * 0,982 * 0,992 * 0,99 = 0,84

2.2 Мощность на валу барабана

Рб = Fл * vл (2. 2)

где Fл — тяговая сила;

vл — скорость

Рб = 2,7 * 1,2 = 3,24 кВт

2.3 Требуемая мощность электродвигателя

Ртр = Рб / (2. 3)

Ртр = 3,24 / 0,84 = 3,8 кВт

2.4 Угловая скорость барабана

б = 2 * vл / Dб (2. 4)

б = 2 * 1,2 / 0,3 = 8 рад/с

2.5 Частота вращения барабана

nб = 30 * б / (2. 5)

nб = 30 * 8 / 3,14 = 76,4 об/мин

2.6 Выбор электродвигателя

По требуемой мощности Ртр = 3,8 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении серии 4А с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А100L4 с параметрами Рдв = 4,0 кВт и скольжением 4,7%, см. таб. П1 [1, стр. 390]

Обозначение: Двигатель 4А 112МВ6 ГОСТ 19 523– — 81

Номинальная частота вращения вала двигателя:

nдв = 1500 * (1 — 0,047) = 1429,5 об/ мин

Угловая скорость вала двигателя:

дв = · nдв / 30 (1. 6)

дв = 3,14 · 1429,5 / 30 = 149,6 рад/с

2. 7Определение передаточного отношения привода

i = дв / б (2. 7)

i = 149,6 / 8 = 18,7 = u

Намечаем для редуктора uР = 5, тогда для цепной передачи:

i ц = u / u Р (2. 8)

i ц = 18,7 / 5 = 3,74

Вычисляем вращающий момент на валу шестерни:

Т1 = Ртр * 3 * 4 / 1 (2. 9)

Т1 = 3,7 * 103 * 0,98 * 0,99 / 149,6 = 24 Нм = 24*103 Нмм

2.8 Вычисление вращающих моментов на валу

Т2 = Т1* Uр * 1 * 4 (2. 10)

Т2 = 24 * 103 * 5 * 0,98 * 0,99 = 116,4 * 103 Нмм

2.9 Частоты вращения и угловые скорости валов

Таблица 1 - Частоты вращения и угловые скорости валов

Частота вращения

Угловая скорость

Вал В

n1 = nдв = 1429,5 об/ мин

1 = дв = 149,6 рад/с

Вал С

n2 = n1 / Uр = 285,9 об/мин

2 = 1 / Uр = 30 рад/с

Вал А

nБ = 76,4 об/мин

Б = 8 рад/с

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Подбор материала для зубчатых колес

Для шестерни выбираем сталь 45, термообработка — улучшение, твердость 230 НВ; для колеса сталь 45, термообработка — улучшение, твердость 200 НВ.

3.2 Допускаемые контактные напряжения

(3. 1)

где Hlim b — предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL — коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора КHL = 1;

[SH] - коэффициент безопасности, [SH] = 1,10

По таб. 3.2 [1, стр. 34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой — улучшение:

Hlim b = 2 НВ + 70 (3. 2)

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

[H] = 0,45 * ([H1] + [H2]) (3. 3)

С учетом формул 3.1 и 3.2 получим:

для шестерни:

для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[H] = 0,45 * (482 + 427) = 410 МПа

Требуемое условие [H] <= 1. 23 [H2] выполнено.

3.3 Допускаемое напряжение на изгиб

(3. 4)

где Flim b — предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

[SF] - коэффициент безопасности, [SH] = 1,75 см. таб. 3.9 [1, стр. 44]

По таб. 3.9 [1, стр. 44] для стали 45 с твердостью поверхностей зубьев менее 350 НВ и термообработкой — улучшение:

Flim b = 1,8 · НВ (3. 5)

для шестерни:

Flim b1 = 1,8 · НВ1 = 1,8 · 230 = 414 МПа

для колеса:

Flim b2 = 1,8 · НВ2 = 1,8 · 200 = 360 МПа

Допускаемые напряжения

для шестерни:

для колеса:

3.4 Коэффициент К и ширины венца

Учитывая неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выберем по таб. 3.1 [1, стр. 32]. Со стороны цепной передачи на ведущий вал действует сила давления, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев, поэтому примем КH = 1,1 как для симметрично расположенных колес.

Коэффициент ширины венца примем равным ba = b / aw = 0,5

3.5 Межосевое расстояние

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

а = Ка · (u + 1) (3. 6)

где Ка = 43 для косозубых колес;

u = 5 принятое ранее передаточное число редуктора (см. п. 1. 7)

а = 43 * (5 + 1)

Стандартное значение по ГОСТ 2185 - 66 [1, стр. 36] а = 100 мм

3.6 Нормальный модуль

mn = (0,01…0,02) · а (2. 7)

mn = (0,01…0,02) · 100 = (1,0…2,0) мм

Принимаем по ГОСТ 9563– — 60 [1, стр. 36] mn = 2,0 мм

3. 7Определим суммарное число зубьев

Из рекомендованных значений = 8…20 предварительно назначим угол наклона зубьев = 10

(3. 8)

Принимаем z1 = 16, тогда z2 = z1 · u = 16 · 5 = 80

Фактическое передаточное число:

u = z2 / z1= 80 / 16 = 5

1.1. Уточняем значение угла наклона зубьев:

(3. 9)

Угол наклона зубьев = 16,260 = 160 15'

3. 8Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры:

d1 = mn · z1 / cos d1 = 2 · 16 / 0,96 = 33,3 мм

d2 = mn · z2 / cos d2 = 2 · 80 / 0,96 = 166,7 мм

диаметры вершин зубьев:

dа1 = d1 + 2 mn dа1 = 33,3 + 2 · 2 = 37,3 мм

dа2 = d2 + 2 mn dа2 = 166,7 + 2 · 2 = 170,7 мм

диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 — 2,5 · mn df1 = 33,3 — 2,5 · 2 = 28,3 мм

df2 = d2 — 2,5 · mn df2 = 166,7 — 2,5 · 2 = 161,7 мм

Проверка: а = d1 + d2 / 2 = 33,3 + 166,7 / 2 = 100 мм

3. 9Ширина колеса и шестерни

b2 = ba · а (3. 10)

b2 = 0,5 · 100 = 50 мм

b1 = b2 + 5 мм (3. 11)

b1 = 50 + 5 мм = 55 мм

3. 10 Коэффициент ширины шестерни по диаметру

bd = b1 / d1 (3. 12)

bd = 55 / 33,3 = 1,65

3. 11 Окружная скорость колес

v = 1 · d1 / 2 (3. 13)

v = 149,6 · 33,3 / 2 · 103 = 2,49 м/с

Степень точности передачи для косозубых колес при скорости до 10 м/с 8-ая

3. 12 Коэффициент нагрузки:

KH = KH · KH · KHv (3. 14)

KH = 1,04 таб. 3.5 [1, стр. 39] при твердости НВ < 350, bd = 1,65 и симметричном расположении колес

KH = 1,073 таб. 3.4 [1, стр. 39] при v = 2,49 м/с и 8-й степени точности

KHv = 1,0 таб. 3.6 [1, стр. 40] при скорости менее 5 м/с

KH = 1,04 · 1,073 · 1,0 = 1,116

Проверяем контактные напряжения по формуле:

(3,15)

что менее [H] = 410 МПа. Условие прочности выполняется.

3. 13Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:

Ft = 2 · Т2 / d2(3. 16)

Ft = 2 · 116,4 · 103 / 166,7 = 1396,5 Н

Осевая сила:

Fа = Ft · tg (3. 17)

Fа = 1396,5 · tg 160 15' = 407,3 Н

Радиальная сила:

Fr = Ft · tg / cos (3. 18)

Fr = 1396,5 · tg 200 / 0,96 = 529,5 Н

3. 14 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(3. 19)

KF = 1,1 таб. 3.7 [1, стр. 43] при твердости НВ < 350, bd = 1,65 и симметричном расположении колес

KFv = 1,26 таб. 3.8 [1, стр. 43] при скорости менее 3 м/с и 8-й степени точности

Тогда: KF = KF · KFv = 1,1 · 1,26 = 1,386

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zv:

для шестерни zv1 = z1 / cos3 = 16 / 0,963 18

для колеса zv2 = z2 / cos3 = 80 / 0,963 90

Коэффициенты YF1 = 4,2 и YF2 = 3,60 см. [1, стр. 42]

Допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ?350

1. 8НВ.

Для шестерни 1,8 * 230 = 415 МПа;

для колеса 1,8 * 200 =360 МПа. — коэффициент безопасности, где = 1,75, = 1. Следовательно, = 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни [?F1] = 415 / 1,75 = 237 МПа

для колеса [?F2] = 360 / 1,75 = 206 МПа

Находим отношения:

для шестерни: 237 / 4,2 = 56,4 МПа

для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа

Определяем коэффициенты Y и KF:

где n = 8 — степень точности;

= 1,5 — средние значения коэффициента торцового перекрытия

Проверку на изгиб проводим для шестерни, т.к. она менее прочная

Условие прочности выполняется.

Таблица 3 — Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Параметр, обозначение

Величина

Межосевое расстояние aw

100 мм

Нормальный модуль mn

2 мм

Делительный диаметр

шестерни d1

колеса d2

33 мм

167 мм

Число зубьев

шестерни z1

колеса z2

16

80

Передаточное отношение u

5

Ширина зубчатого венца

шестерни b1

колеса b2

55 мм

50 мм

Диаметр окружности вершин

шестерни dа1

колеса dа2

37 мм

171 мм

Параметр, обозначение

Величина

Диаметр окружности впадин

шестерни df1

колеса df2

28 мм

162 мм

Угол наклона зубьев

16 015'

4. Конструктивные размеры шестерни

4. 1Шестерня

Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3. 11 — 3. 13:

d1 = 33,3 мм, dа1 = 37,3 мм, df1 = 28,3 мм, b1 = 55,0 мм, bd = 1,65

Таблица 4 — Конструктивные размеры шестерни

Модуль нормальный

mn

2,0

Число зубьев

z

16

Угол наклона зуба

16 015'

Направление зуба

-

Левое

Исходный контур

-

ГОСТ

13 755 — 81

Коэффициент смещения исходного контура

х

0

Степень точности по ГОСТ 1643– — 81

-

8 — В

Делительный диаметр

d

33

4.2 Колесо

Колесо из поковки кованное, конструкция дисковая, размеры:

d2 = 166,7 мм, dа2 = 170,7 мм, df2 = 161,7 мм, b2 = 50 мм

Диаметр ступицы:

dСТ = 1,6 · dК2 (4. 1)

dСТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм

Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 — 77 стандартное значение dСТ = 70 мм

Длина ступицы:

lСТ = (1,2…1,5) · dК2 (4. 2)

lСТ = (1,0…1,5) · 42 = 42…63 мм

Принимаем в соответствии с рядом Ra40 СТ СЭВ 514 — 77 стандартное значение lСТ = 50 мм, равное ширине венца колеса

Толщина обода:

0 = (2,5…4) · mn (4. 3)

0 = (2,5…4) · 2 = 5…8 мм

принимаем 0 = 8 мм

Толщина диска:

с = (0,2…0,3) · b2 (4. 4)

с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм

принимаем с = 15 мм

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм

Таблица 5 — Конструктивные размеры колеса

Модуль нормальный

mn

2,0

Число зубьев

Z

80

Угол наклона зуба

16 015'

Направление зуба

-

Правое

Исходный контур

-

ГОСТ

13 755 — 81

Коэффициент смещения исходного контура

х

0

Степень точности по ГОСТ 1643– — 81

-

8 — В

Делительный диаметр

d

167

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна марки СЧ 15.

Толщина стенки корпуса:

0,025 · аw + 1…5 мм (5. 1)

= 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм

принимаем = 6 мм

Толщина стенки крышки корпуса редуктора:

1 0,02 · аw + 1…5 мм (5. 2)

1 = 0,02 · 100 + 1…5 мм = 3…7 мм

принимаем 1 = 5 мм

Толщина верхнего пояса корпуса редуктора:

b 1,5 · (5. 3)

b = 1,5 · 6 = 9,0 мм

принимаем b = 9 мм

Толщина пояса крышки редуктора:

b1 1,5 · 1 (5. 4)

b1 = 1,5 · 5 = 7,5 мм

принимаем b1 = 7 мм

Толщина нижнего пояса корпуса редуктора:

p (2…2,5) · (5. 5)

p = (2…2,5) · 6 = 12…15 мм

принимаем p = 14 мм

Диаметр фундаментных болтов:

dФ = (0,03…0,036) · аw + 12; (5. 6)

dФ = (0,03…0,036) · 100 + 12 = 15,0…15,6 мм

принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр болтов, соединяющих крышку и корпус редуктора около подшипников:

dКП = (0,7…0,75) · dФ (5. 7)

dКП = (0,7…0,75) · 16 = 11,2…12 мм

принимаем болты с резьбой М12.

Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора:

dК = (0,5…0,6) · dФ (5. 8)

dК = (0,5…0,6) · 16 = 8…9,6 мм

принимаем болты с резьбой М10.

Толщина ребер жесткости корпуса редуктора:

С 0,85 · (5. 9)

C = 0,85 · 6 = 5,1 мм

принимаем С = 5 мм

Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к фундаменту):

К2 2,1· dФ (5. 10)

К2= 2,1 · 16 = 33,6 мм

принимаем К2 = 34 мм

Ширина пояса (ширина фланца) соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников:

К 3 · dК (5. 11)

K = 3 · 10 = 30 мм

принимаем К = 30 мм

Ширину пояса К1 назначают на 2…8 мм меньше К,

принимаем К1 = 24 мм

Диаметр болтов для крепления крышек подшипников к редуктору:

dП (0,7…1,4) · (5. 12)

dП = (0,7…1,4) · 6 = 4,2…11,2 мм

принимаем dП1 = 8 мм для быстроходного и dП2 = 12 мм для тихоходного вала

Диаметр отжимных болтов можно принимать ориентировочно из диапазона 8…16 мм (большие значения для тяжелых редукторов)

Диаметр болтов для крепления крышки смотрового отверстия:

dк.с = 6…10 мм (5. 13)

принимаем dк. с = 8 мм

Диаметр резьбы пробки (для слива масла из корпуса редуктора):

dП.Р (1,6…2,2) · (5. 14)

dП.Р = (1,6…2,2) · 6 = 9,6…13,2 мм

принимаем dП. Р = 12 мм

6. Эскизная компоновка редуктора

Компоновочный чертеж выполняем на миллиметровой бумаге в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора, в масштабе 1: 1, в тонких линиях.

Шестерню и колесо вычерчиваем упрощенно в виде прямоугольников; шестерню выполняем заодно с валом; длину ступицы колеса принимаем равной ширине венца и не выступающей за его пределы.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:

А1 = 1, 2 ·; А1 = 1, 2 · 6 = 7,2 мм 7 мм

Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса:

А =; А = 6 мм

Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса:

А =; А = 6 мм

Наружный диаметр подшипников D = 47 мм больше диаметра окружности вершин зубьев dа1 = 37,3 мм.

6.1 Толщина фланца крышки подшипника

Равна диаметру отверстия do в этом фланце. Для подшипника 204 — = 8 мм, для подшипника 207 — = 12 мм по рис. 12.7 [1, стр. 303]. Высота головки болта

0,7 · dБ1 = 0,7 · 8 = 5,6 мм.

0,7 · dБ2 = 0,7 ·12 = 8,4 мм.

Измерим по схеме расстояния l1 — на ведущем валу и l2 — на ведомом.

l1 = 36,5 мм, l2 = 48 мм

Окончательно принимаем для расчета: l1 = 36 мм, l2 = 48 мм.

Глубина гнезда подшипника: lг? 1,5 В;

для подшипника 204, В = 14 мм; lг1 = 1,5 * 14 = 21; примем lг1 = 21 мм;

для подшипника 207, В = 17 мм; lг2 = 1,5 * 17 = 25,5; примем lг2 = 25 мм;

6.2 Смазывание подшипников

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 6 мм.

7. Проверка подшипников на долговечность

7.1 Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; Из первого этапа компоновки l1 = l2 = 46,5 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

Ry1 + Ry2 — Fr = 337 + 162,5 — 529,5 = 0

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

7.2 Определение изгибающего и крутящего моментов и построение эпюр

Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Ry1 · a2

МСЛ = 337 · 46,5 · 10−3 = 15,67 Н·м

МСП = Ry2 · a2

МСП = 192,5 · 46,5 · 10−3 = 9 Н·м

МВ = 0

МД = 0

б. Горизонтальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Rх1 · a2

МДЛ = 698,25 · 46,5 · 10−3 = 32,5 Н·м

МДП = Rх2 · a2

МДП = 698,25 · 46,5 · 10−3 = 32,5 Н·м

МВ = 0

МД = 0

Крутящий момент:

Т = Т = 24 Н·м

7.3 Суммарный изгибающий момент

(7. 3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение, А — А: МИ = 0

Сечение С — С: Н·м

Сечение В — В: МИ = 0

Сечение Д — Д: МИ = 0

Намечаем радиальные шариковые подшипники 204: d = 20 мм, D = 47 мм, B = 14 мм, C = 12,7 кН, С0 = 6,2 кН.

Эквивалентная нагрузка:

РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · K · KТ (7. 4)

где Pr1 = 775 H — радиальная нагрузка,

Pa — осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

K = 1 — коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9. 19 [1, стр. 214];

KТ = 1 — температурный коэффициент по таб. 9. 20 [1, стр. 214], так как рабочая температура не выше 100 0С

Отношение Fa / C0 = 407,3 / 6200 = 0,066 по таб. 9. 18 [1, стр. 212] определяем е? 0,26. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 785 = 0,52 > е;

Значит, по таб. 9. 18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

РЭ = 1 · 1 · 775 · 1 · 1 = 785 Н

Расчетная долговечность:

(7. 5)

(7. 6)

Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:

Lh = LГ · 365 · 12 (7. 7)

Lh = 6 · 365 · 12 = 26 280 ч = 26 · 103 ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 204 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 204 d = 20 мм ГОСТ 8338– — 75

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий: Ft = 1396,5 Н, Fа = 407,3 Н, Fr = 529,5 Н; l1= l2 = 48 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx1 = Rx2 = Ft / 2 = 1396,5 / 2 = 698,25 H

в плоскости yz

Ry1 + Ry2 — Fr = 406,5 + 123 — 529,5 = 0

7.4 Сумарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Определим изгибающие и крутящий моменты и построим эпюры

Для построения эпюр определим изгибающие моменты в характерных точках (сечениях) А, В, С и Д.

а. Вертикальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Ry1 · a2

МСЛ = 406,5 · 48 · 10−3 = 19,5 Н·м

МСП = Ry2 · a2

МСП = 123 · 48 · 10−3 = 6 Н·м

МВ = 0

МД = 0

б. Горизонтальная плоскость

МА = 0

МСЛ = Rх1 · a2

МДЛ = 698,25 · 48 · 10−3 = 33,5 Н·м

МДП = Rх2 · a2

МДП = 698,25 · 48 · 10−3 = 33,5 Н·м

МВ = 0

МД = 0

Крутящий момент:

Т = Т2 = 116,4 Н·м

Суммарный изгибающий момент:

(7. 3)

Определим суммарные изгибающие моменты в характерных сечениях

Сечение, А — А: МИ = 0

Сечение С — С: Н·м

Сечение В — В: МИ = 0

Сечение Д — Д: МИ = 0

Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d = 35 мм, D = 72 мм, B = 17 мм, C = 25,5 кН, С0 = 13,7 кН.

Эквивалентная нагрузка:

РЭ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa) · K · KТ (7. 4)

где Pr1 = 808 H — радиальная нагрузка,

Pa — осевая нагрузка, Pa = Fa = 407,3 Н;

V = 1, вращается внутренне кольцо подшипника;

K = 1 — коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера, по таб. 9. 19 [1, стр. 214];

KТ = 1 — температурный коэффициент по таб. 9. 20 [1, стр. 214], так как рабочая температура не выше 100 0С

Отношение Fa / C0 = 407,3 / 13 700 = 0,0297 по таб. 9. 18 [1, стр. 212] определяем е? 0,22. Отношение Pa / Pr1 = 407,3 / 808 = 0,5 > е;

Значит, по таб. 9. 18 [1, стр. 212]: Х = 1; Y = 0

РЭ = 1 · 1 · 785 · 1 · 1 = 808 Н

Расчетная долговечность:

(7. 5)

(7. 6)

Срок службы привода LГ = 6 лет, тогда:

Lh = LГ · 365 · 12 (8. 7)

Lh = 6 · 365 · 12 = 26 280 ч = 26 · 103 ч

Расчетная долговечность намного больше, следовательно, подшипник 207 подходит.

Окончательно принимаем подшипник легкой серии 207 d = 35 мм ГОСТ 8338– — 75

Таблица

Условное обозначение подшипника

d

D

B

r

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

С

С0

204

20

47

14

1,5

12,7

6,2

207

35

72

17

2

25,5

13,7

8. Расчет шпоночных соединений

8. 1Подбор шпонок для быстроходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 16 мм призматическую шпонку b h = 5 5 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ1 = 18 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 14 мм — длина шпонки со скругленными торцами. t1 = 3; момент на ведущем валу Т1 = 24 * 103 мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки шкива ременной передачи изготовленного из чугуна, для которого [см] = 60…90 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

(9. 2)

Окончательно принимаем шпонку 5 5 14

Обозначение: Шпонка 5 5 14 ГОСТ 23 360– — 78

8.2 Подбор шпонок для консольной части тихоходного вала

Для консольной части вала по таб. 8.9 [1, стр. 169] подбираем по диаметру вала dВ1 = 28 мм призматическую шпонку b h = 8 7 мм. Длину шпонки принимаем из ряда стандартных длин так, чтобы она была меньше длины посадочного места вала lМ2 = 26 мм на 3…10 мм и находилась в границах предельных размеров длин шпонок.

Принимаем l = 20 мм — длина шпонки со скругленными торцами; t1 = 4; момент на ведомом валу Т1 = 116,4 * 103 мм;

Допускаемые напряжения смятия определим в предположении посадки полумуфты изготовленной из стали, для которой [см] = 100…150 МПа. Вычисляем расчетное напряжение смятия:

Окончательно принимаем шпонку 8 7 20

Обозначение: Шпонка 8 7 20 ГОСТ 23 360

Так как быстроходный вал изготовляют вместе с шестерней, то его материал известен — сталь 45, термообработка — улучшение.

По таб. 3.3 [1, стр. 34] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае dа1 = 37 мм) среднее значение в = 780 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

-1 0,43 · в (8. 1)

-1 = 0,43 · 780 = 335 МПа

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

-1 0,58 · -1 (8. 2)

-1 = 0,58 · 335 = 193 МПа

8.3 Сечение, А — А

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(8. 3)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

(8. 4)

При d = 16 мм, b = 5 мм, t1 = 3 мм по таб. 8.9 [1, стр. 169]

Принимаем: k = 1,68 по таб. 8.5 [1, стр. 165], = 0,83 по таб. 8.8 [1, стр. 166], = 0,1 см [1, стр. 164 и 166].

Диаметр вала в этом сечении 20 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом: k/ = 3,0, k/ = 2,2 по таб. 8.7 [1, стр. 166]. Коэффициенты = 0,2; = 0,1 см.

Изгибающий момент МИ = 172,1 Н·м. Крутящий момент Т1 = 75,3 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

(8. 6)

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

(8. 7)

Полярный момент сопротивления:

WP = 2 · W = 2 · 4,2 · 103 = 8,4 · 103 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(8. 8)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(8. 9)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(8. 10)

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке, А — А:

(8. 11)

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке, А — А действует наибольший изгибающий и крутящий моменты при диаметре 35 мм и прочность обеспечивается, то проверка прочности других участков с большим диаметром и меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

Тихоходный вал

Рис

Материал ведомого вала сталь 45, термообработка — нормализация.

По таб. 3.3 [6, стр. 34] среднее значение в = 570 МПа

Пределы выносливости по формулам 10.1 и 10. 2:

-1 = 0,43 · 570 = 245 МПа

-1 = 0,58 · 245 = 142 МПа

8.4 Сечение Д — Д

Диаметр вала в этом сечении 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: k = 1,6, k = 1,5 по таб. 8.5 [6, стр. 165]. Масштабные факторы: = 0,78; = 0,66 по таб. 8.8 [6, стр. 166]. Коэффициенты = 0,15; = 0,1 см [6, стр. 163 и 166].

Изгибающий момент МИ = 0 Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.

Момент сопротивления кручению:

(8. 12)

где d = 40 мм, b = 12 мм, t1 = 5 мм размеры шпонки по таб. 8.9 [6, стр 169]

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Прочность на данном участке обеспечена.

8.5 Сечение С — С

Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой ступицы зубчатого колеса: k/ = 3,3, k/ = 2,38 по таб. 8.7 [6, стр. 166]. Коэффициенты = 0,15; = 0,1 см.

Изгибающий момент МИ = 98 Н·м. Крутящий момент Т1 = 301,2 Н·м.

Осевой момент сопротивления:

мм3

Амплитуда нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

WP = 2 · W = 2 · 16,3 · 103 = 32,6 · 103 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности на участке, А — А:

Прочность на данном участке обеспечена.

Так как на участке С — С действует наибольший изгибающий и крутящий моменты и прочность участка обеспечивается, то проверка прочности других участков с меньшими действующими изгибающими моментами не требуется.

Заключение

Машина — это техническая система, которая создается для выполнения определенных функций. Основные элементы машины — это те элементы, которые непосредственно взаимодействуют с объектами от исходного состояния до конечного результата и функция которых совпадает с функцией машины. Кроме основных, в машине обычно имеются вспомогательные элементы. Несущие элементы обеспечивают определенность взаиморасположения и (или) относительного движения других элементов машины.

Функции машины и ее элементов отражены в технических требованиях. Все технические требования можно разбить на следующие группы: функциональные требования; требования к взаимодействию машины и человека; требования к взаимодействию машины и окружающей технической среды; требования к взаимодействию машины и окружающей физической среды.

Цель классификации — свести многообразие форм поверхностей к сочетанию ограниченного числа элементов и признаков. Наиболее экономной является система классификации с иерархическим подчинением признаков, когда каждый признак нижней ступени классификации конкретизирует признак высшей ступени.

Самая высокая ступень классификации поверхностей — класс, признаком которого является закон движения образующей. По этому признаку все поверхности делятся на пять классов: плоские поверхности; поверхности вращения; винтовые поверхности; зубчатые поверхности; фасонные поверхности.

Классификацию деталей следует проводить по следующим четырем признакам: функционально-геометрическому; размерному; точностному; по применяемому материалу.

В данной работе был произведен расчет привода дискового питателя. Питатель — это устройство для равномерной подачи насыпных и штучных грузов из бункеров, загрузочных лотков, магазинов и других загрузочных устройств к транспортирующим и перерабатывающим машинам (станкам, мельницам, грохотам и т. п.). Был подобран дивгатель привода питателя произведен расчет основных передач.

Список использованной литературы

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с., ил.

2. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с., ил.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1990.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — М.: Высш. шк., 1998. — 447 с., ил.

5. Иванов М. Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. — М.: Высш. шк., 1998.

6. Кудрявцев В. Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных специальностей вузов. — Л.: Машиностроение, 1980. — 464 с., ил.

7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д. Н. Решетова. В двух частях. — М.: Машиностроение, 1992.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой