Спроектировать привод к скребковому транспортеру

 

Вычерчу компоновочную схему редуктора: валы-колеса-распорные втулки-корпус редуктора-подшипники-крышки подшипников  и назначу зазоры между деталями, необходимые для того, чтобы при  работе передачи движущиеся детали не задевали друг друга и за стенки корпуса.

Определю недостающие размеры для того чтобы начертить компоновочную схему конического редуктора.

Сначала определю толщину стенки основания  корпуса редуктора:

á = 2∙ 2∙ = 7 мм. (см. МУ-3 стр.12).

где Т_max – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, равный Т_max = Т₂∙( Т_max/Т_НОМ.) = 538∙2,2 = 1184 Нм.

Ширина  шариковых радиально-упорных подшипников  на валу шестерни равна В = 19 мм. Ширина роликовых конических однорядных подшипников(вал конического колеса) равна 21 мм.

Зазор между  внутренними стенками корпуса и  поверхностями вращающихся деталей (торцами ступиц) определю по следующей  формуле:

а = (1,1….1,2)∙á = 1,2∙7 = 8 мм.

Расстояние  между внутренней стенкой корпуса  редуктора и внутренним торцом подшипника т, определю по формуле:

т = 0,3∙á = 0,3∙7 = 2 мм.

Длину гнезда под подшипник l найду по формуле:

l = á + К = á + 4á = 5∙á = 5∙7 = 35 мм.

Толщину фланца крышки подшипника найду по следующей формуле:

á₁ = 1,2∙á = 1,2∙7 = 8 мм.

Для своего конического редуктора вычерчиваю в масштабе коническую шестерню, откладу на компоновочной схеме расстояние l₂ от торца подшипника до среднего диаметра. Затем приму :

l₂ = (2,5….4)∙ l₂ = (2,5…4)∙29 = 72,5…116 мм.

Расстояние  а у конического колеса определяется между внутренней стенкой корпуса  редуктора и торцом колеса (или  его ступицы, если длина ее больше ширины колеса). а = 8 мм.

Из компоновки определю измерением l₃^/, и на том же расстоянии от оси ведущего вала расположу второй подшипник, чтобы корпус выполнить симметричным. l₃^/ = 79 мм. 

3.1.4. Расчетная схема  валов. 

Зная все  продольные размеры, составлю расчетную  схему валов, принимая их, в соответствии со схемой, за шарнирно опертую балку. Опорные реакции приму как  сосредоточенные силы, приложенные  в соответствующих точках, в зависимости  от типа подшипников и конструкции  опоры.

Силы и  моменты приму также за сосредоточенные  нагрузки, приложенные на середине длины воспринимающих их элементов – ступиц, шкива, зубчатых колес и т. д. Составляющие суммарной силы зубчатого зацепления – окружная F_t, радиальная F_t и осевая F_а силы определны в пункте 2.7, данной пояснительной записке, и равны следующему значению:

F_t = 3542 Н;  F_t1 = 1229 Н;  F_а1 = 389 Н;  F_t2 = 389 Н;  F_а2 = 1229 Н.

Для построения расчетных схем валов, нужно узнать точку приложения реакций опор, выполненных на конических роликовых подшипников, которая находится на расстоянии а, определю по следующим зависимости:

- для однорядных  роликовых конических подшипников (вал конического колеса):

а = Т/2 + (d +D)∙e/b,

где Т – ширина подшипника, равная Т = 23 мм;

     d – внутренний диаметр подшипника, равный d = 55 мм;

     D – наружний диаметр подшипника, равный D = 100 мм;

     е = 0,41 – коэффициент фактора нагрузки.

     b – ширина внутренней части подшипника, равная b = 21 мм.

а = 23/2 + (55 +100)∙0,41/21 = 14,53 мм.

Теперь  найду расстоянии а для вала шестерни:

а = Т/2 + (d +D)∙e/b = 27,25/2 + (45 + 100)∙0,29/26 = 15,24 мм.

 Сила, действующую на входной вал со стороны ременной передачи равна F_Р = 2364 Н (см. ниже, расчет ременной передачи, пункт 4.4) и сила, действующую на выходной вал со стороны цепной передачи равна F_Ц = 2558 Н. Линия центров по условию расположена горизонтально. Линейные размеры возьму из компоновочной схемы: l₁ = 45 мм; : l₂ = 80 мм; : l₃ = 59 мм; : l₄ = 31 мм; : l₅ = 128 мм; : l₆ = 60 мм; d_m1 = 68 мм; d_m2 = 214 мм.

Сначала расчитаю реакции опор для вала шестерни.

Реакции от сил в плоскости XOZ:

∑М_А = 0;  F_t∙l₁ - R_БГ∙l₂;  R_БГ = F_t∙l₁/ l₂ = 3542∙45/80 = 1992 Н.

∑М_Б = 0;  F_t∙(l₁ + l₂) - R_АГ∙l₂ = 0;  R_АГ = F_t∙(l₁ + l₂)/l₂ = 3542∙(45 + 80)/80 = 5534 Н.

Проверка: ∑Х = - F_t + R_АГ - R_БГ = -3542 + 5534 – 1992 = 0 – реакции найдены правильно.

Реакции от сил в плоскости YOZ:

∑М_А = 0;  F_a1∙d_m1/2 - R_БВ∙l₂ - F_t1∙l₁ - F_P∙(l₂ + l₃) = 0;  R_БВ = 1/l₂∙(F_a1∙d_m1/2 - F_t1∙l₁ - F_P∙(l₂ + l₃)) = 1/80(389∙68/2 - 1229∙45 – 2364(80 + 59)) = -4633 Н.

Знак минус  означает, что действительно направление  реакции R_БВ противоположно предварительно заданному. Предварительно R_БВ была направлена противоположно оси Y.

∑М_Б = 0;  F_a1∙d_m1/2 - F_t1∙(l₁ + l₂) - R_АВ∙l₂ - F_P∙l₃ = 0; R_АВ = 1/l₂(F_a1∙d_m1/2 - F_t1∙(l₁ + l₂) - F_P∙l₃) = 1/80(389∙68/2 - 1229∙(45 + 80) - 2364∙59) = -3498 H.

Действительное  направление реакции R_АВ противоположно предварительно принятому.

Проверка: ∑Y = - F_t1 - R_АВ + R_БВ + F_P = -1229 – (-3498) + (-4633) + 2364 = 0 – реакции найдены правильно.

Суммарные реакции опор для расчета подшипников:

R_rA = R_A = √R_AB² + R_АГ² + F_P = √(-3498)² + (5534)² + 2364 = 8911 Н.

R_rБ = R_Б = √R_БB² + R_БГ² + F_P = √(-4633)² + (1992)² + 2364 = 7407 Н.

Теперь  найду реакции опор для вала конического  колеса.

Реакции от сил в плоскости XOZ:

∑М_В = 0; F_t∙l₄ - R_ГГ∙l₅ = 0; R_ГГ = F_t∙l₄/ l₅ = 3542∙31/128 = 858 Н.

∑М_В = 0; R_ВГ∙l₅ – F_t(l₅ – l₄) = 0; R_ВГ = F_t(l₅ – l₄)/ l₅ = 3542(128 – 31)/128 = 2684 Н.

Проверка: ∑Х = - R_ВГ + F_t - R_ГГ = -2684 + 3542 – 858 = 0 – реакции найдены правильно.

Реакции от сил в плоскости YOZ:

∑М_В = 0; - F_a2d_m2/2 + F_t2∙l₄ - R_ГВ∙l₅ + F_Ц(l₅ + l₆) = 0;

R_ГВ = 1/l₅(-F_a2d_m2/2 + F_t2∙l₄ + F_Ц(l₅ + l₆)) = 1/128(-1229∙214/2 + 389∙31 + 2558(128 + 60)) = 2824 H.

∑М_Г = 0; R_ВВ∙l₅ – F_a2d_m2/2 - F_t2∙(l₅ – l₄) + F_Ц∙l₆ = 0;

R_ВВ = 1/l₅(F_a2d_m2/2 + F_t2∙(l₅ – l₄) - F_Ц∙l₆) = 1/128(1229∙214/2 + 389(128 – 31) - 2558∙60) = 123 H.

Проверка: ∑Y = R_BB - F_t2 + R_ГВ - F_Ц = 123 -389 + 2821 – 2558 = 0 – реакции найдены правильно.

Реакции опор для расчета подшипников:

R_rB = √R_BB² + R_ВГ² + F_Ц = 123² + 2684² + 2558 = 5245 Н.

R_rГ = √R_ГB² + R_ГГ² + F_Ц = 2824² + 858² + 2558 = 5509 Н. 
 

3.1.5. Расчет подшипников  на долговечность. 

Расчет  подшипников вала шестерни.

Найдя реакции  опор, осуществляю расчет на долговечность  предварительно выбранных подшипников. Подшипник роликовый конический 7309 грузоподъемность равна 83 кН, е = 0,29.

При установке  вала на конические роликовые радиально-упорные  подшипники и действии на них радиальной F_R и осевой F_a внешних нагрузок (см. рисунок ниже)

в подшипниках 1 и 2 возникают осевые составляющие S₁ и S₂ от радиальных реакций опор F_R1, которые в моем случае равны следующему F_R1 = R_rБ = 7407 Н и F_R2 = R_rА = 8911 Н. F_a = F_a1 = 389 H.

Теперь  определю осевые составляющие, по следующим  зависимостям (см. МУ-3, стр. 27):

S₁ = 0,83∙е∙F_R1 = 0,83∙0,29∙7407 = 1783 Н.

S₂ = 0,83∙е∙F_R2 = 0,83∙0,29∙8911 = 2145 Н.

Так как S₂ < S₁ (1783 < 2145) и F_a > S₂ – S₁ (389 > (2145 – 1783) = 362), то в соответствии с таблицей 6.2. (см. [4], стр. 102) найду осевые силы, нагружающие подшипники:

R_a1 = S₁ = 1783 H

R_a2 = R_a1 + F_a = 1783 +389 = 2172 H.

Отношение R_a1/V∙ F_R1 , где V – коэффициент вращения, в моем случае равен 1 при вращении внутреннего кольца.

R_a1/V∙ F_R1 = 1783/1∙7407 = 0,24 < e = 0,29.

Значит  для опоры 1 имею6 Х = 1,  Y = 0.

Отношение R_a2/V∙ F_R2 = 2172/1∙8911 = 0,24 < e = 0,29.

Значит  для опоры 2 имею: Х = 1  Y = 0.

Теперь  найду эквивалентные динамические нагрузки по следующим выражениям:

Р_E1 = V∙X∙ F_R1∙K_Б∙К_Т,

где К_Б – коэффициент безопасности, учитывающий влияние динамической нагрузки, равный в моем случае К_Б = 1,4 (см. [4], стр. 362, табл. 12.27);

К_Т – температурный коэффициент, равный 1 (см. МУ-3, стр. 26).

 Р_E1 = V∙X∙ F_R1∙K_Б∙К_Т = 1∙1∙7407∙1,4∙1 = 10370 Н.