Спроектировать привод к скребковому транспортеру

 

В дальнейшем рассчет буду осуществлять в три  этапа – предварительный, уточненный и проверочный. 

3.1. Предварительный расчет.

3.1.1. Определение диаметров  всех ступеней  валов. 

Очевидно, что вал подвержен не только скручиванию, но и изгибу как от консольной нагрузки, так и от нагрузки , приложенной  между опорами. Но так как в  начальной стадии проекта продольные размеры вала и точное расположение опор неизвестны, осуществлю расчет минимального значения диаметра быстроходного вала (вала шестерни) на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, что позволяет получить вал не только прочный, но и жесткий: 

d_min(1) = t ,

где Т – крутящий момент на валу шестерни, равный Т = 9550∙Р/n = 9550∙5,17/578 = 85 Нм

[t]_КР – допускаемое напряжение на кручение ([t] = 15….30 Н/мм²). (см. МУ-3 стр. 6). Приму значение [t]_КР = 20 Н/мм² (см. МУ-3 стр. 7).

d_min(1) = t = = 28 мм.

Так как  быстроходный вал редуктора соединяется с валом электродвигателя плоскоременной передачей, шкив которой размещен на валу консольно и вызывает на валу большие напряжения, диаметр выходного конца должен быть уточнен по соотношению (см. МУ-3 стр. 7):

 d_min(1) = (1….1,2)∙ d_ЭД = 1,1∙28 = 31 мм.

Найденное значение диаметра выходного конца  вала округлю до стандартного ряда: d_min(1) = 32 мм.

По выходному  концу вала шестерни, назначаю размеры  сечений шпонки, для редуктора, как  правило, призматическая: b x h:  b = 10 мм, h = 8 мм; глубина паза вала t₁ = 5 мм,  t₂ = 3,3 мм. ( см. [4], стр. 369, табл. 19.11). 

Теперь  осуществлю расчет минимального значения диаметра тихоходного вала (вала конического  колеса):

 d_min(1) = t = = 51 мм.

Найденное значение диаметра выходного конца  вала округлю до стандартного ряда: d_min(1) = 50 мм.

    Для выходного конца вала конического колеса назначаю размеры сечений шпонки, для редуктора, как правило, призматическая: b x h: b = 14 мм, h = 9 мм; глубина паза вала t₁ = 5,5 мм,  t₂ = 3,8 мм. ( см. [4], стр. 369, табл. 19.11). Так как каждая шпонка передает одинаковый крутящий момент, сечения их для данного вала приму одинаковыми, что обеспечит также уменьшение номенклатуры инструмента и удобство обработки пазов. 

   Для  вала шестерни определю d₂, с целью создания буртика для упора полумуфты и в зависимости от того, как предполагается осуществить посадку подшипника на вал: после съема призматической шпонки, посаженной в паз вала заранее, что весьма неудобно и нежелательно, или без съема ее, что удобно, но, из-за большой разности диаметров d₂ – d₁, утяжеляет вал. 

d₂ > d₁ + t_ЦИЛ. + 0,5 = 32 + 3,5 + 0,5 = 36 мм. Приму стандартное значение          d₂ = 40 мм.

где  t – глубина пазов вала, выбранной по диаметру выходного конца вала и равный t_ЦИЛ. = 3,5 (см. [2] стр. 33 табл. 3.1).

    Теперь найду диаметр под подшипник  d₂ вала конического колеса:

      d₂ > d₁ + t + 0,5,

где  t = 4,0 (см. [2] стр. 33 табл. 3.1).

      d₂ > d₁ + t + 0,5 = 50 +4,0 + 0,5 = 54,5 мм.

Округлю полученное значение до ближайшего большего стандартного значения из ряда чисел  для подшипников качения: d₂ = 55 мм. (см. МУ-3 стр. 8).

     Шестерня выполнена вместе с  валом. Тогда диаметр следующего  участка вала шестерни:

      d₃ =  d₂+ 2∙t^/,

где t^/ - высота буртика – заплечика для упора подшипника, определяемая в зависимости от диаметра посадочной поверхности (в данном случае d₂), с следующим округлением до стандартного значения по ряду Ra 40: t^/ = 2.5 (см. МУ-3 стр. 9).

     d₃ =  d₂+ 2∙t^/ = 40 + 2∙2,5 = 45 мм.

      d₂ = d₄

      d₅ = d₃ + 3∙r, где r = 3 (см. [2] стр. 33 табл. 3.1).

      d₅ = d₃ + 3∙r = 60 + 3∙3 = 69 мм.

Округлю до стандартного ряда d₅ = 70 мм.

    Диаметр посадочного места под  колесо определяется по зависимости:

      d_3(К) = (0,3….0,45)∙R_e > d_ПОДШ. + 3∙f,

где R_e – конусное расстояние;

Коэффициент приму 0,45 так как 0,45 для валов  конических редукторов с закаленными  колесами (см. МУ-3 стр. 10);

f – размер фаски в отверстиях колес, f = 1,6 (см. МУ-3 стр. 10).

      d_3(К) = d_ПОДШ. + 3∙f = 55 + 3∙1,6 = 59,8 мм.

Округлю до стандартного ряда d_3(К) = 60 мм.

    Диаметр буртика для упора колеса находится по следующей формуле:

   d_4(б) = d_3(К) + 4∙f = 60 + 4∙1,6 = 66,4 мм;

где f – размер фаски в отверстиях колес, равный 1,6 (см. МУ-3 стр. 9).

Округлю до стандартного значения d_4(б) = 66 мм.

     Теперь найду диаметр пятой d₅  упорной ступени вала колеса:

- для вала  колеса d₅ = d₄ + 4∙ f = 66 + 4∙2 = 74 мм.

  где  f = 2 (см. [2] стр.33 табл.3.1).  

3.1.2. Определение продольных размеров валов. 

Зная диаметры всех участков валов, определю их продольные размеры в следующей последовательности:

Найду сначала рабочую и полную длины шпонки ранее выбранного сечения из расчета на смятие, для вала шестерни по следующей формуле:

l_РАБ. = 2∙10³∙T/d₁∙(h – t)∙[s]_СМ.,

где d₁ – диаметр выходного конца вала шестерни;

[s]_СМ – допускаемое напряжение смятия, равное для стальной ступицы 120 МПа (см. МУ-3 стр.10).

 

l_РАБ. = 2∙10³∙T/d₁∙(h – t)∙[s]_СМ = 2∙10³∙85/32∙(8 – 5)∙120 = 15 мм.

l_ПОЛН. = l_РАБ + b = 15 + 10 = 25 мм.

Расчетное l_ПОЛН. округляю до стандартного ряда по ГОСТ 8769-68 l_ПОЛН. = 25 мм (см. [4] стр. 369).

Длину входной ступцы вала шестерни найду по следующей зависимости:

l_СТ. = l_ПОЛН. + (8….12) = 25 + (8…12) = (33….37) мм.

Теперь проверю, достаточны ли она для центрирования ступицы на валу, по соотношению:

 l_СТ. > (1,1….1,5)∙d_i.

Длина посадочного  конца: l_СТ.1 = (1,1….1,5)∙32 = 35,2…48 мм.

Принимаю  l_СТ. = 37 мм и уточню l_ПОЛН. = l_СТ. – (8….12) = 37 – (8….12) = 29….25 мм.

l_РАБ. = l_ПОЛН – b = (29…25) – 10 = 19….15 мм.

Теперь  найду рабочую и полную длины  шпонки ранее выбранного сечения  из расчета на смятие, для вала конического  колеса по следующей формуле:

l_РАБ. = 2∙10³∙T/d₁∙(h – t)∙[s]_СМ. = 2∙10³∙538/50∙(9 – 5,5)∙120 = 51 мм.

l_ПОЛН. = l_РАБ + b = 51 + 10 = 61 мм.

Длину входной  ступицы вала конического колеса найду по следующей зависимости:

l_СТ. = l_ПОЛН. + (8….12) = 61 + (8…12) = 69…73 мм.

и проверю, достаточна ли она для центрирования  ступицы на валу, по соотношению:

 l_СТ. > (1,1….1,5)∙d_i.

Длина посадочного  конца вала колеса равна: l_СТ.1 = (1,1….1,5)∙50 = 55….75 мм.

Принимаю  l_СТ. = 65 мм и уточню l_ПОЛН. = l_СТ. – (8….12) = 65 – (8….12) = 57…53 мм.

l_РАБ. = l_ПОЛН – b = (57…53) – 10 = 47….43 мм.

Размеры других участков валов. Вала конического  колеса:

- длина  посадочного конца вала l₁ = 1,5∙d₁ = 1,5∙50 = 75 мм.

- длина промежуточного участка l₂ = 1,5∙d₂ = 1,5∙55 = 83 мм.

Вала конической шестерни:

- длина  посадочного конца вала l₁ = 1,5∙d₁ = 1,5∙32 = 48 мм.

- длина  под уплотнение крышки с отверстием  и подшипник l₁ = 0,6∙d₃ = 0,6∙45 = 27 мм. Округлю до стандартного значения l₁ = 30 мм. 

3.1.3. Выбор подшипников.

Предварительно  задаюсь типами и номерами подшипников  для каждого вала редуктора, исходя из того, что к этому времени  известны: величина и направление  нагрузки; характер нагрузки; частота  вращения вращающегося кольца; желаемая долговечность; посадочные диаметры. Коническому  рудуктору валу шестерни выбираю следующие подшипники: роликовые конические типа 7000; серия средняя; угол контакта α = 10….14⁰; схема установки – враспор. (см. [4] стр. 436 табл. К29). А для вала конического колеса: подшипники роликовые конические типа 7000, серия легкая, угол контакта 12…18⁰, схема установки – враспор. (см. там же).

   Для  принятых подшипников из справочника  определю их внутренний диаметр  d, мм; наружний диаметр D, мм; ширину В, мм; динамическую С и статическую С₀ грузоподьемности, Н.

  Подшиники роликовые конические однорядные ГОСТ 27365-87 (вал конического колеса).