Привод люлечного элеватора

Примем окончательно l1
= l2
= 51 мм.

Глубина гнезда подшипника lГ
= 1,5В; для подшипника № 308 В = 23 мм, lГ
= 1,5 · 23 = 34,5 мм.

Толщина фланца Δ = d0
= 12 мм.

Высота головки болта 0,7 d0
= 0,7·12 = 8,4 мм.

Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на 5 мм больше шага t. Таким образом, l = t + 5 = 16 + 5 = 21 мм.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал:

Ft
= 2653 H; Fr
= 978 H; Fa
= 420 H.

Реакции опор:

В плоскости XZ:

,

В плоскости YZ:

,

Проверка:

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 306:

d = 30 мм;

D = 72 мм;

В = 19 мм;

r = 2 мм;

С = 28,1 кН;

С0
= 14,6 кН.

Эквивалентная нагрузка:

где Pr
1
= 1452 H – радиальная нагрузка; осевая нагрузка Pa
= Fa
= 420 H; V = 1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kδ
= 1, KT
= 1.

Отношение , этой величине соответствует e = 0,22.

Отношение > e, x = 0,56, y = 1,99.

Расчетная долговечность, млн.об:

;

Расчетная долговечность, ч:

ч.

Ведомый вал:

Несет такие же нагрузки, как и ведущий вал.

Ft
= 2653 H; Fr
= 978 H; Fa
= 420 H, FB
= 2362 Н.

Составляющие этой нагрузки:

Н.

Реакции опор:

В плоскости XZ –

Н,

Н.

Проверка:

В плоскости YZ –

Н,

Н.

Проверка:

Суммарные реакции:

Н,

Н.

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники № 308 средней серии:

d = 40 мм;

D = 90 мм;

В = 23 мм;

r = 2,5 мм;

С = 41 кН;

С0
= 22,4 кН.

Отношение , этой величине соответствует .

Отношение >

Н.

Расчетная долговечность, млн.об:

Расчетная долговечность, ч:

ч.

9. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78.

Материал шпонок – Ст45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

.

Ведущий вал:

<

(материал полумуфт МУВП – чугун марки СЧ20).

Ведомый вал:

<.

11. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по пульсирующему.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями . Прочность соблюдена при .

Будем проводить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал:

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. Ст45, термическая обработка – улучшение.

da
1
= 59,4 мм, σВ
= 780 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

МПа.

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:

,

где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

.

При d = 25мм, b = 8мм, t1
= 4 мм:

принимаем .

ГОСТ 16168–78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5 при 25·103
< ТБ
< 250·103
Нм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту, равной длине полумуфт l = 50мм (муфта УВП для валов диаметром 30 мм), получили изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки Нмм.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

получился близким к коэффициенту запаса . Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными, и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений. Фактическое расхождение будет еще меньше, т.к. посадочная часть вала обычно бывает короче, чем длина полумуфты, что уменьшает значение изгибающего момента и нормальных напряжений.

Такой большой коэффициент запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной муфтой с валом электродвигателя.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости.

Ведомый вал:

Материал вала – Ст45 нормализованная, МПа.

Пределы выносливости МПа и МПа.

Сечение А-А:

Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки:

Крутящий момент Т2
= 166,1·103
Н·мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Н·мм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Н·мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Н·мм.

Момент сопротивления кручению (d = 45мм, b = 14мм, t1
= 5,5мм):

Момент сопротивления изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Сечение К-К:

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

Принимаем

Изгибающий момент: Нмм.

Осевой момент сопротивления:

мм3
.

Амплитуда нормальных напряжений:

МПа,

Полярный момент сопротивления:

мм2
.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:

Сечение Л-Л:

Концентрация напряжений обусловлена переходом от 40 мм к 35 мм при

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К.

Осевой момент сопротивления сечения:

мм3
.

Амплитуда нормальных напряжений МПа.

Полярный момент сопротивления:

мм3
.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности:

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л:

Сечение Б-Б:

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент (положение X1
= 50мм):

Нмм.

Момент сопротивления сечения нетто при b = 10мм, t1
= 5 мм:

мм3
.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

МПа.

Момент сопротивления кручению сечения нетто:

мм3
.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

МПа.

Коэффициент запаса прочности:

,

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б:

Сведем результаты проверки в таблицу

12. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3
масла на 1кВт передаваемой мощности: V = 0,25·3,818 = 0,95 дм3
.

При контактных напряжениях и скорости V = 1,2 м/с выбираем масло индустриальное И 30 А по ГОСТ 20799–75.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ–1, периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

Список литературы

1. "Курсовое проектирование деталей машин" – Чернавский С.А. – М.: Машиностроение,1988.

2. "Руководство по курсовому проектированию деталей машин" – Блинов В.С – Магнитогорск, МГТУ, 2003.