Привод ленточного транспортера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Страницы работы

Фрагмент текста работы

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости XOZ:

SМA = - FM2×( a+b+c)+ Ft2× с + RBx×(в+с) = 0,      (111)

                                                   ,                   (112)

            = 9102 Н.

SМB = -Ft2×b -FM2× а – RAx×(с+b) = 0,             (113)

                                                         ,                        (114)

            = -5298 Н.

Проводим проверку правильности определения численных значений реакций:

SX = +RBx--RAx +Ft2-FM2 = 0,                    (115)

SX = 8426+9102+4622-5298 = 0.

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости YOZ:

SМA = -Fr2× с+M+RBy×(c+b) = 0,                        (116)

                                                              ,                             (117)

            = 1142.5 Н.

SМB = Fr2× b– RAy×(c+b) = 0,                     (118)

,                                (119)

            = 539.5 Н.

Проводим проверку правильности определения численных значений реакций:

SY = RBy+RAy - Fr2= 0,                         (120)

SY = 1142.5-1682+539.5 = 0.

Определяем изгибающий момент от силы Ft2:

                                                                 Мx1 = - RAx×x1,                                 (121)

 Мx1 = 5298*72=381456 Н×мм.

                                                                  Мx2 = -Fm*×a,                                 (122)

 Мx2 = 8426*48=404448 Н×м

. Определяем изгибающий момент от силы Fr2:

                                                                  Мy1Rb×y1,                                  (121)

 Мy1 = 1142.5*34=38845 Н×мм.

                                                                   Мy2 = Ra*×c,                                  (122)

 Мy2 = 539.5*72=38844 Н×мм.

Определяем суммарные реакции (полные) в опорах (подшипниках) по формуле (78):

,

Н;

,

Н.

Определяем результирующие изгибающих моментов в сечении по формуле (79):

,

 Н×мм.

 Н×мм.

Определяем эквивалентный момент в опасном сечении по формуле (80):

,

 Н×мм.

Определяем диаметр вала в рассматриваемом сечении по формуле (81):

,

мм,

d3=60 мм, по ГОСТ6636.

7. Подбор подшипников качения

7.1. Подбор подшипников для вала I

Проверяем величину соотношения  [2].

где      Fai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

В этом случае X = 0.46; Y = 1.55 [2].

Приведенная нагрузка:

P = (X×V×Fr1 + Y×Fa1)×Кб×КТ,                                     (99)

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1[2]);

КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).

Так как:

, то

P = 0,56×V×Fr1 + Y×Fa1;

P = 0,56*1*867+1,55*389=485,52+602,95=1088,5 Н.

Расчетный ресурс подшипника [9]:

,

где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни                                     ка; р = 3 – для шариковых подшипников.

ч.

Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 205.

Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338

Таблица 9

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

B

r

C

C0

 

25

52

15

1,5

14

6,9

 

                                                           (102)

7.2. Подбор подшипников для вала II

Проверяем величину соотношения  [2].

где      Fai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

Приведенная нагрузка:

P = (X×V×Fr1 + Y×Fa1)×Кб×КТ,                                     (99)

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1[2]);

КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).

Так как:

, то

P = V×Fr;

P = 1*2678=2678 Н.

Расчетный ресурс подшипника [9]:

,

где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни                                     ка; р = 3 – для шариковых подшипников.

ч.

Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 208.

Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338

Таблица 9

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

B

r

C

C0

 

40

80

18

2

32

18,6

 

7.3. Подбор подшипников для вала III

На выходном валу осевой нагрузки нет т.к. передача прямозубая цилиндрическая, тогда принимаем:    X=1 ; Y=0

Приведенная нагрузка:

P = X×V×Fr1×Кб×КТ,                                         (99)

P = 1*9173*1*1=9173,              

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

Кб – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (Кб=1[2]);

КТ – температурный коэффициент (КТ = 1 при t < 100 °С [2]).

P = 1*9173*1*1=9173Н.

Расчетный ресурс подшипника [9]:

,

где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни                                     ка; р = 3 – для шариковых подшипников.

ч.

Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 211.

Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338

Таблица 9

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

B

r

C

C0

 

55

100

21

2.5

43.6

25

 

8. Подбор и проверка шпонок

Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t1, ступицы t2 выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы.

Шпоночные соединения применены при соединении с валами:

Ведущий вал I – соединение с электродвигателем.

Исходные данные:

d1=24мм, lМ1=36 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 8х7х32 ГОСТ24071

Таблица 2 - Параметры шпонки 8х7х32 ГОСТ24071

Номер вала

Размеры, мм

sсм, МПа

Диаметр вала

d

Сечение шпонки

bxh

Глубина паза вала

t1

Глубина паза втулки

t2

Длина шпонки

l

I

24

8х7

4,0

3,3

32

64

Проверка выбранной шпонки на смятие:

                                                      ,                      (123)

где Т – вращающий момент, Н×м; l – расчетная длина шпонки, мм; допускаемое напряжение смятие, принимается при стальной ступице =80…120 МПа.

МПа<=80…120 МПа.

Ведущий вал I – соединение с шестерней

Исходные данные:

d1=38 мм, lст=39 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 8х7х32 ГОСТ24071

Таблица 3 - Параметры шпонки 8х7х32 ГОСТ24071

Номер вала

Размеры, мм

sсм, МПа

Диаметр вала

d

Сечение шпонки

bxh

Глубина паза вала

t1

Глубина паза втулки

t2

Длина шпонки

l

I

26

8х7

4,0

3,3

32

64

 Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):

МПа<=80…120 МПа.

Промежуточный вал II – под колесом и шестерней.

Исходные данные:

d2=40 мм, lст=60мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 12х8х50 ГОСТ24071

Таблица 4 - Параметры шпонки 12х8х50 ГОСТ24071

Номер вала

Размеры, мм

sсм, МПа

Диаметр вала

d

Сечение шпонки

bxh

Глубина паза вала

t1

Глубина паза втулки

t2

Длина шпонки

l

I

40

12х8

5,0

3,3

50

108,4

Проверка выбранной шпонки на смятие по формул (123):

МПа<=80…120 МПа.

Ведомый вал III – соединение с колесом.

Исходные данные:

d4=60 мм, lст=90 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 –18х11х70 ГОСТ24071

Таблица 6 - Параметры шпонки 18х11х70 ГОСТ24071

Номер вала

Размеры, мм

sсм, МПа

Диаметр вала

d

Сечение шпонки

bxh

Глубина паза вала

t1

Глубина паза втулки

t2

Длина шпонки

l

I

60

18х11

7,0

4,4

70

118

Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):

МПа<=80…120 МПа.

Ведомый вал III – соединение с валом.

Исходные данные:

d3=53 мм, lМ2=55 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 16х10х70 ГОСТ24071

Таблица 7 - Параметры шпонки 16х10х70 ГОСТ24071

Номер вала

Размеры, мм

sсм, МПа

Диаметр вала

d

Сечение шпонки

bxh

Глубина паза вала

t1

Глубина паза втулки

t2

Длина шпонки

l

I

53

16х10

6,0

4,3

70

43,38

Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):

МПа>=80…120 МП.

Ввиду того, что одна шпонка не может передать заданного вращающего момента устанавливаем две шпонки под углом 180°.

МПа<=80…120 МП.

9. Конструирование элементов редуктора

9.1. Конструирование зубчатых колес

Колеса изготовляются из штампованных заготовок. Штамповочные и формовочные уклоны принимаются g = 10°, радиусы закруглений R 5 мм.

Диаметр ступицы колеса [1]:

dст = 1,5× d,                                                               (136)

где      d – диаметр вала, мм.

Ширина торцов зубчатого венца [1]:

S = 2,2×m +0,05×b,                                                               (137)

где т – модуль зацепления мм, b – ширина зубчатого венца мм. [1]:

С= 0,5× (S+ Sст),                                                                   (138)

где Sст - толщина ступицы мм.

Диаметр отверстий в диске [2]:

d0 = (D0 - dст)/3,                                                                   (139)

где D0 – диаметр колеса до торца мм, dст – диметр ступицы

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
972 Kb
Скачали:
0