Привод ковшового элеватора

В проектируемом  редукторе используется консистентная смазка подшипниковых узлов. Для изолирования подшипникового узла от внутренней полости редуктора применяются мазеудерживающие кольца (рис. 10.5) шириной 10…12   мм, а изоляция выходных участков валов от окружающей среды достигается с помощью манжетных уплотнений (рис.10.4) по ГОСТ 8752-79. Внутренне кольцо подшипника упирается в мазеудерживающее кольцо (рис.10.4.1), а наружное фиксируется распорной втулкой между подшипником и крышкой подшипника. Подшипниковый узел быстроходного вала собирается в отдельном стакане.

             Рис. 10.4 Манжеты                 Рис. 10.5 Мазеудерживающие кольца

                                    а) с круговыми канавками  

                              б) с винтовой канавкой

10.5  Конструирование корпуса редуктора (рис.10.6)

Толщина стенки корпуса и крышки корпуса:

d = 1,12Т₂^0,25 = 1,12×75,5^0,25 = 3,3 мм,

принимаем d = 8 мм

Толщина нижнего пояса:

р = 2,35d = 2,35×8 = 20 мм.

Фундаментные  болты

При межосевом  расстоянии 160 мм диаметр фундаментных болтов М16, диаметр болтов у подшипников М12 [1c. 219].

Рис. 10.6 Корпус конического  одноступенчатого

горизонтального редуктора

10.6 Конструирование элементов  открытых передач (рис.10.7)

Ведущая звездочка /1c.248/

Диаметры выступов D_e1  = 184 мм,

Ширина зуба: b  = 14,62 мм

Толщина диска:  С  = 17,8 мм

Диаметр ступицы внутренний d = 30 мм

Диаметр ступицы наружный d_ст = 1,55d = 1,55∙30 = 46,5 мм

принимаем d_ст = 50 мм

Длина ступицы  l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)30 = 24…45 мм

принимаем l_ст = 45 мм.

Ведомая звездочка.

Диаметры выступов D_e2 = 750 мм.

Ширина зуба: b  = 14,62 мм

Толщина диска:  С  = 17,8 мм

Диаметр ступицы  внутренний

   d = (16·302,8·10³/π20)^1/3 = 42 мм

принимаем d₁ = 45 мм

Диаметр ступицы  наружный d_ст = 1,55d = 1,55∙45 = 69,8 мм

принимаем d_ст = 70 мм

Длина ступицы  l_ст = (0,8…1,5)d = (0,8…1,5)45 = 36…68 мм

принимаем l_ст = 50 мм.

Рис. 10.7  Звездочки роликовых цепей. Конструктивные размеры

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с допускаемым передаваемым моментом [T] = 63 Нм. Муфты предназначены для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных как правило на общей раме.

Упругие втулочно-пальцевые муфты МУВП получили наиболее широкое применение в практике;  просты по конструкции,  надежны  в эксплуатации, обеспечивают легкость монтажа и демонтажа; обладают определенными  компенсирующими свойствами. Допускается  осевой сдвиг до 10-15 мм; работают при  температуре от -40до +50⁰С в среде с парами воды, керосина, масла и бензина;  передают крутящие моменты от 0,0063 до 16 кНм.

Муфта состоит  из двух полумуфт (рис.10.8), на одной из которых закрепляются пальцы с надетыми на них упругими втулками. Полумуфты изготавливаются из чугуна СЧ 21-40, а для быстроходных муфт применяется сталь 30 или стальное литье. Пальцы изготавливаются из стали 45, втулки - из специальной резины. Характеристика муфт МУВП приведена в таблице 10.1

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·24,8 = 37 Н·м < [T] 37<63

Условие выполняется

где k = 1,5– коэффициент режима нагрузки

Муфта упругая  втулочно-пальцевая  63-28-1.28-У3 ГОСТ 21424-75

Рис. 10.8 Упругая втулочно - пальцевая муфта МУВП

Характеристика  МУВП [8 с.336]

                                                                    Таблица 10.1

МК, Нм	d, мм	D, мм	L, мм	l, мм	D1, мм	B, мм	B1, мм	l1, мм	d1, мм	d2, мм	l2, мм
63	28	100	124	60	71	4	28	16	48	20	20

 

10.8 Смазка

Смазка зубчатого зацепления. Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в  масляную ванну. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объём масляной ванны определяют из расчёта 0,5 – 0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Принимаем:

V=(0,5¸0,8)N=(0.5¸0.8)3,722,5 л при мощности 3,72 кВт.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа. С течением времени  оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для  этой цели в корпусе предусматривают  сливное отверстие, закрываемое  пробкой с цилиндрической резьбой  и уплотняющей прокладки из фибры, алюминия или паронита.

При длительной работе в связи с нагревом масла  и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость  корпуса сообщают с внешней средой путём установки отдушины в его  верхних точках. Заливка масла осуществляется через отдушину.

   Рекомендуемое значение вязкости масла при  v = 3,3 м/с и контактном напряжении σ_в=378 МПа ® n =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46

Смазка подшипниковых  узлов. Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку для подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1. 
                                            11. Проверочные расчеты

11.1  Проверочный расчет шпонок

Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение  смятия и условие прочности

где h – высота шпонки;

               t₁ – глубина паза;  l – длина шпонки; b – ширина шпонки.

 Быстроходный  вал. 

Шпонка  на выходном конце вала 8´7´32 мм:

σ_см = 2·24,8·10³/28(7-4,0)(32- 8) = 24,5 МПа.

Тихоходный  вал.

Шпонка  под колесом  14´9´32 мм:

σ_см = 2·75,5·10³/45(9-5,5)(32-14) = 53,4 МПа.

Шпонка  на выходном конце тихоходного вала  10´8´32 мм:

σ_см = 2·75,5·10³/30(8-5,0)(32-10) = 76,1 МПа.

 

11.2  Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность  по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5R_СХ = 0,5∙1700 = 850 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические  характеристики материала винтов: для  стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300  = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]850 = 1148 H

Определяем  площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙1148/84 = 17,8 МПа < [σ] = 75 МПа

 

11.3 Уточненный расчет валов /2/.

Быстроходный  вал

Рассмотрим  сечение, проходящее под опорой А. Концентрация    напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом. 

Материал  вала сталь 45, улучшенная: s_В = 780 МПа [3 c. 34]

Пределы выносливости:

• при изгибе s_-1 » 0,43×s_В = 0,43×780 = 335 МПа;
• при кручении t_-1 » 0,58×s_-1 = 0,58×335 = 195 МПа.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (51,1² + 7,8²)^1/2 = 51,7 Н·м

Осевой  момент сопротивления

W = πd³/32 = π35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный  момент сопротивления

W_p = 2W = 2·4,21·10³ = 8,42 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 51,7·10³/4,21·10³ = 12,3 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных  напряжений

t_v = t_m = T₁/2W_p = 24,8·10³/8,42·10³ = 2,9  МПа

 Коэффициенты [3 c. 165]:

            k_σ/e_σ    = 3,4;    k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ  + 0,4 = 0,6·3,4 + 0,4 = 2,44 

 Коэффициент  запаса прочности по нормальным  напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/3,4·12,3 = 8,0

 Коэффициент  запаса прочности  по касательным  напряжениям

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,44·2,9 + 0,1·2,9) = 26,5

 Общий  коэффициент запаса прочности

s  = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 8,0·26,5/(8,0² + 26,5²)^0,5 = 7,8 > [s] = 2,5

Тихоходный вал

Рассмотрим  сечение, проходящее под опорой C. Концентрация    напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом.

Суммарный изгибающий момент

М_и = (46,2² + 80,1²)^1/2 = 92,5 Н·м

Осевой  момент сопротивления

W = πd³/32 = π35³/32 = 4,21·10³ мм³

Полярный  момент сопротивления

W_p = 2W = 2·4,21·10³ = 8,42 мм

Амплитуда нормальных напряжений

σ_v = M_и/W = 92,5·10³/4,21·10³ = 22,0 МПа

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных  напряжений

t_v = t_m = T₂/2W_p = 75,5·10³/2·8,42·10³ = 4,5  МПа

Коэффициенты [3 c. 165]:

k_σ/e_σ    = 3,5;    k_t/e_t = 0,6 k_σ/e_σ  + 0,4 = 0,6·3,5 + 0,4 = 2,5

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = σ_-1/(k_σσ_v/e_σ) = 335/3,5·22,0 = 4,4

Коэффициент запаса прочности  по касательным  напряжениям

s_t = t_-1/(k_tt_v/e_t + y_t t_m) = 195/(2,5·4,5 + 0,1·4,5) =16,7

 Общий  коэффициент запаса прочности

s  = s_σs_t/(s_σ² + s_t²)^0,5 = 4,4·16,7/(4,4² +16,7²)^0,5 = 4,2 > [s] = 2,5

 

 

12. Разработка рабочего проекта привода

 

12.1 Обоснование способа задания основных осевых размеров, получаемых

на  операциях токарной обработки

Ниже приведены  примеры задания осевых размеров, допусков, оформления чертежа вала, конического колеса и крышки подшипника.

Вал.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Коническое  колесо

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Крышка  подшипника

 

 

 

 

 

 

 

 

 

13. Технический уровень редуктора

13.1 Определение массы редуктора

Условный объем редуктора

V = LBH = 350∙245∙250 = 21∙10⁶ мм³

L = 350 мм – длина редуктора;

В = 245 мм – ширина редуктора;

Н = 250 мм – высота редуктора.

Масса редуктора

m = φρV∙10^-9 = 0,50∙7300∙21∙10⁶∙10^-9 = 78 кг

где  φ = 0,50 –  коэффициент заполнения редуктора;

ρ = 7300 кг/м³ – плотность чугуна.

13.2 Определение критерия технического уровня редуктора

Критерий технического уровня редуктора

γ = m/T₂ = 78/75,5 = 1,03

При γ > 0,2 технический  уровень редуктора считается  низким, а редуктор морально устаревшим.

13.3 Конструирование рамы

Узлы привода устанавливают  обычно на сварных рамах, состоящих  из элементов сортового проката: швеллеров, уголков, полос, листов (рис. 13.1).

Конфигурацию  и размеры рамы определяют тип  и размеры редуктора и электродвигателя. Расстояние между ними зависит от подобранной или сконструированной  соединительной муфты. Одну полумуфту  соединяют с валом электродвигателя, а другую - с валом редуктора. Таким  образом, определяют размер между торцами  валов.

 

 

Рисунок 13.1. Рама привода конвейера

 

Определяют основные размеры  рамы в плане: длину L и ширину B. Затем  определяют высоту рамы H=(0,08…0,1)L, по которой  подбирают ближайший больший  размер швеллера. Швеллеры располагают  полками наружу для удобства монтажа  узлов к раме.