Спроектировать привод к валу цепного конвейера

При требуемом ресурсе 90%. 7. Конструирование корпусных деталей.

При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Толщину стенок литых деталей стремятся уменьшить до величины, определяемой условиями хорошего заполнения формы жидким металлом. Поэтому чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки. Основной материал корпусов — серый чугун не ниже марки СЧ15. 1, стр. 257] Назначаем материалом корпуса чугун марки СЧ15.

Для редукторов толщину δ стенки, отвечающую требованиям технологии литья, необходимой прочности и жесткости корпуса, вычисляют по формуле [1, стр. 257] где T — вращающий момент на выходном (тихоходном валу), Н∙м. δ = 6 мм. Плоскости стенок, встречающиеся под прямым углом или тупым углом, сопрягают дугами радиусом r и R. Если стенки встречаются под острым углом, рекомендуют их соединять короткой вертикальной стенкой. В обоих случаях принимают: r ≈ 0,5δ; R ≈ 1,5δ, где δ - толщина стенки. [ 1, стр. 257] Назначаем r = 3 мм; R = 9 мм; Формовочные уклоны задают углом β или катетом a в зависимости от высоты h.

[ 1, стр. 258] Толщину наружных ребер жесткости у их основания принимают равной 0,9…1,0 толщины основной стенки δ. Толщина внутренних ребер из-за более медленного охлаждения металла должна быть 0,8δ. Высоту ребер принимают hp ≥ 5δ. Поперечное сечение ребер жесткости выполняют с уклоном. [ 1, стр. 258] Часто к корпусной детали прикрепляют крышки, фланцы, кронштейны. Для их установки и крепления на корпусной детали предусматривают опорные платики. Эти платики при неточном литье могут быть смещены.

Учитывая это, размеры сторон опорных платиков должны быть на величину С больше размеров опорных поверхностей прикрепляемых деталей. Для литых деталей средних размеров С = 2…4 мм. [ 1, стр. 258] При конструировании корпусных деталей следует отделять обрабатываемые поверхности от «черных» (необрабатываемых).

Обрабатываемые поверхности выполняют в виде платиков, высоту h которых можно принимать h = (0,4…0,5)δ. [1, стр. 258] Во избежание поломки сверла поверхность детали, с которой соприкасается сверло в начале сверления, должна быть перпендикулярна оси сверла. [ 1, стр. 258] Корпуса современных редукторов очерчивают плоскими поверхностями, все выступающие элементы (бобышки, подшипниковые гнезда, ребра жесткости) устраняют с наружных поверхностей и вводят внутрь корпуса, лапы под болты крепления к основанию не выступают за габариты корпуса, проушины для транспортировки редуктора отлиты заодно с корпусом.

При такой конструкции корпус характеризуют большая жесткость и лучшие виброакустические свойства, повышенная прочность в местах расположения болтов крепления, уменьшение коробления при старении, возможность размещения большего объема масла, упрощение наружной очистки, удовлетворение современным требованиям технической эстетики. Однако масса корпуса из-за этого несколько возрастает, а литейная оснастка усложнена. [ 1, стр.

262] Назначаем крепление крышки редуктора к корпусу болтами. Диаметр d (мм) болтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента Т (Н∙м) на выходном валу редуктора: Назначаем болты для крепления крышки редуктора и корпуса М10−6g х **.

58.016 ГОСТ 7796–70. Гайки для болтов крепления крышки редуктора и корпуса М10−6H.5 ГОСТ 15 521–70. Шайбы под гайки крепления крышки редуктора и корпуса 10 65 Г ГОСТ 6402–70 (высота 2.5 мм). Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме): dф ≈ 1,25d, где d — диаметр винта (болта) крепления крышки и корпуса редуктора. [ 1, стр.

267] dф ≈ 1,25 ∙ 10 ≈ 13 мм. Согласованное значение с ГОСТ. dф = 12 мм. Высота шайбы под этот винт 3 мм. 8.

Конструирование крышек подшипников.

Крышки подшипников изготавливают из чугуна марок СЧ15, СЧ20. [ 1, стр. 148] Назначаем материал крышек — чугун марки СЧ20. Различают крышки привертные и закладные. Выбираем привертный тип крышек. Схема крышки изображена на рис. 8.

Схема крышки с манжетным уплотнением — рис. 9. Рис. 8 [1, рис. 8.2, а, стр. 149] Рис.

9 [1, рис. 8.3, а, стр. 149] Определяющими при конструировании крышек является диаметр D отверстия в корпусе под подшипник. Ниже приведены рекомендации по выбору толщины δ стенки, диаметра d и числа z винтов крепления крышки к корпусу в зависимости от D: D, мм…

50…

6263…

95 100…

145 150…

200δ, мм…5678d, мм…68 1012z…4466.

Размеры других конструктивных элементов крышки: δ1 = 1,2δ; δ2 = (0,9…1)δ; Dф = D + (4…4,4)d; c ≈ d. Крышки подшипников входного вала. D = 72 мм.

Назначаем δ = 6 мм; d = 8 мм; z = 4 мм; δ1 = 7 мм; δ2 = 6 мм; Dф = 107 мм; c = 8 мм. Крышки подшипников выходного вала. D = 80 мм. Назначаем δ = 6 мм; d = 8 мм; z = 4 мм; δ1 = 7 мм; δ2 = 6 мм; Dф = 115 мм; c = 8 мм. 9.

Расчет ременной передачи.

Расчет диаметра меньшего шкива d1, мм, если он не назначается по конструктивным соображениям исходя из габаритов установки, производят по формуле М. А. Саверина: где Р1 — мощность на ведущем шкиве, кВт; n1 — частота вращения ведущего шкива, об/мин. Имея n1 = 1447.

4 об/мин и требуемую мощность для привода Р1 = 6.62 кВт, и используя коэффициент 1200, получаем: d1 = 199 мм. Расчетный диаметр ведущего шкива не должен быть меньше минимально допустимого и принимаемого по рекомендациям табл. в зависимости от предварительно назначенного материала и типа ремня. Числопрокладок.

Резинотканевые ремни с каркасом из ткани.

Б-800, Б-820БКНЛ-65, БКНЛ-65−2с прослойкамибез прослоекс прослойкамибез прослоек3180/140 140/112140/112 125/904224/180 200/140180/140 160/1125315/224 250/180224/180 200/1406355/315 315/224280/200 224/180синтетические ремни.

Толщина d, мм0,40,50,60,70,80,91,0 1,11,2dmin, мм2 836 455 663 718 090 240 В данной работе мы не определяем конструкцию шкивов, а определяем только значения диаметров, чтобы в дальнейшем определить тяговое усилие ремня, которое необходимо для расчета вала на прочность. Округлим полученное значение диаметра до значения из стандартного ряда Ra: d1 = 200 мм. Определим диаметр ведомого шкива по формуле: d2 = d1∙0,99∙Uр, где Uр — заданное передаточное отношение ременной передачи (Uр = 2), а коэффициент 0,99 есть коэффициент упругого скольжения, принимаемый для резинотканевых ремней. d2 = 396 мм. Округлим полученное значение диаметра до ближайшего значения из стандартного ряда Ra: d2 = 400 мм. Действительное передаточное число ременной передачи: Uр = d2/(0,99∙d1); Uр = 2.

02. Определим тяговое усилие ремня на вал. Fр = T1/d2; где T1 — момент на входном валу редуктора. Fр = 1000∙41.65/400 = 104.

1 Н. 10. Расчет валов на прочность.

Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [ 1, стр. 165] Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода). Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает. При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя. [.

1, стр. 165] В расчете используют коэффициент перегрузки Kп = Tmax/T, где Tmax — максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T — номинальный (расчетный) вращающий момент. [ 1, стр. 165] Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1].

Для выбранного двигателя: Kп = 2.2. В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок: σ = 103Mmax/W + Fmax/A; τ = 103Mкmax/Wк, где — суммарный изгибающий момент, Н∙м; Mкmax = Tmax = KпT — крутящий момент, Н∙м; Fmax = KпF — осевая сила, Н; W и Wк — моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм3; A — площадь поперечного сечения, мм2. [ 1, стр. 166] Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σт и τт материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]: Sтσ = σт/σ; Sтτ = τт/τ. Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр.

166] Статическую прочность считают обеспеченной, если Sт ≥ [Sт], где [Sт] = 1,3…2 — минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разружения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [ 1, стр. 166] Рис. 10 [рис. 10.13, в] Моменты сопротивления W при изгибе, Wк при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]: W = πd3/32 — bh (2d-h)2/(16d); Wк = πd3/16 — bh (2d-h)2/(16d); A = πd2/4 — bh/2. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины.

[ 1, стр. 164] 10.1 Входной вал.

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта.

http://sopromat.orgДлины участков для всех схем вала: L1 = 39.5 мм; L2 = 39.5 мм; L3 = 55.5 мм; L4 = 30 мм. Действующие номинальные нагрузки: Ft = 1411.

43 Н (тяговая нагрузка в зацеплении); Fr = 684.

5 Н (радиальная нагрузка в зацеплении); Fa = 2619.

61 Н (осевая нагрузка в зацеплении); Fр = 104.

1 Н (тяговая сила ремня); T = 41.65 Н∙м. В расчетной схеме предполагается, что продольная ось ремня параллельна действию тяговой нагрузки в зацеплении передачи. Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py (b)=Fr): Эпюра Mx: Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py (b)=Ft, Py (d)=Fр): Эпюра My: Расчетная схема вала для построения эпюры N: Эпюра N (осевые факторы): Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр: Эпюра Mкр: Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его: Mx = 13 519 Н∙мм; My = 24 987 Н∙мм; F = 2620 Н; Mк = 42 Н∙м; Mmax = 62 501.

4 Н∙мм; Fmax = 2.2 ∙ 2620 = 5764 Н; Mкmax = 2.2 ∙ 42 = 92.4 Н∙м. Расчетный диаметр в сечении вала-шестерни: d = 41 мм. W = 6766.

3 мм³; Wк = 13 532.

61 мм³; A = 1320.

25 мм². σ = 13.6 МПа; τ = 6.83 МПа. Частные коэффициенты запаса: STσ = 55.15; STτ = 65.89; Общий коэффициент запаса: ST =42.

29. Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными. 10.2 Выходной вал.

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта.

http://sopromat.orgДлины участков для всех схем вала: L1 = 39.5 мм; L2 = 39.5 мм; L3 = 67 мм; L4 = 40 мм. Действующие номинальные нагрузки: Ft = 2619.

61 Н (тяговая нагрузка в зацеплении); Fr = 684.

5 Н (радиальная нагрузка в зацеплении); Fa = 1411.

43 Н (осевая нагрузка в зацеплении); T = 280.

56 Н∙м. Расчетная схема вала для построения эпюры Mx (на схеме Py (b)=Fr): Эпюра Mx: Расчетная схема вала для построения эпюры My (на схеме Py (b)=Ft): Эпюра My: Расчетная схема вала для построения эпюры N: Эпюра N (осевые факторы): Расчетная схема вала для построения эпюры Mкр: Эпюра Mкр: Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его: Mx = 13 519 Н∙мм; My = 51 737 Н∙мм; F = 1411 Н; Mк = 281 Н∙м; Mmax = 117 643 Н∙мм; Fmax = 2.2 ∙ 1411 = 3104.

2 Н; Mкmax = 2.2 ∙ 281 = 618.

2 Н∙м. Диаметр в сечении: d = 49.5 мм. Размеры шпоночного соединения (см. рис. 10): b = 0 мм; h = 0 мм. W = 11 907.

36 мм³; Wк = 23 814.

72 мм³; A = 1924.

42 мм². σ = 11.49 МПа; τ = 25.96 МПа. Частные коэффициенты запаса: STσ = 65.27; STτ = 17.33; Общий коэффициент запаса: ST =16.

75. Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными. 11. Выбор манжетных уплотнений.

Назначим манжеты по ГОСТ 8752–79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D1, ширина манжеты h1 с соответствующими размерами. Рис. 11 [1, стр. 430] В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты. Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D1 соответствует ряду 1 ГОСТа. 11.1 Входной вал.

Размеры манжеты из ГОСТ 8752–79: d = 35 мм; D1 = 58 мм; h1 = 10 мм. 11.2 Выходной вал.

Размеры манжеты из ГОСТ 8752–79: d = 40 мм; D1 = 60 мм; h1 = 10 мм. Список используемой литературы1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — 6-е изд., исп. — М.: Высш.

шк., 2000. — 447 с., ил. 2. Анурьев В.

И. Справочник конструктора — машиностроителя. В 3-х томах. Т.

1. — 6е изд., перераб и доп. — М.: Машиностроение, 1982. — 736с.:

ил.