Привод ленточного транспортера 2 (стр. 5 из 7)

Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7207 ГОСТ 333-79

Таблица 4

Размеры, мм							Грузоподъемность, кН
d	D	T	B	c	r	r1	C	C0
35	72	18,5	17	15	2	0,8	38,5	26,0

Условие Стреб

С:

19636

38500 – условие выполняется.

7.2 Подбор подшипников для вала II

Рисунок 11- Схема установки подшипников

Исходные данные:

посадочный диаметр, d, мм 30;

радиальные нагрузки на подшипниках:

Fr1 = 2587 Н;

Fr2 = 613 Н;

осевая сила на шестернеFa1 = 905,9 Н;

класс нагрузкиН0,8;

ресурс привода, ч 4596,48;

частота вращения вала, n, об/мин358;

схема установки подшипников врастяжку.

Для вала II принимаем однорядные конические роликоподшипники с углом контакта a = 14°[2].

Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):

e = 1,5×tg 14° = 0,374.

Осевая составляющая S, Н по формуле (97):

S1 = 0,83×0,374×2587= 803 Н;

S2 = 0,83×0,374×613 = 190,3 Н.

S1 > S2, то по [8]:

Результирующие осевые нагрузки:

Fa1 = S1 = 803 Н.

Fa2 = Fa + S1,(104)

Fa2 =905,9 + 803 = 1709 Н.

Проверяем величину соотношения

[2].

где Fai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

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

0,31 < e.

В этом случае X = 1; Y = 0 [2].

Приведенная нагрузка по формуле (104):

Р1 = 1×1×2587×1,4×1 = 3621,8 Н.

> е.

В этом случае X = 0,4; Y = 1,6 [2].

Приведенная нагрузка по формуле (100):

P2 = (0,4×1×613 + 1,6×2587)×1,4×1 = 6138,2 Н.

Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:

Эквивалентная нагрузка по формуле (101):

Рэ = 0,8×6138,2 = 4910 Н.

Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 358 об/мин :

= 98,73 млн. об.

Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):

С = 98,731/3,33× 4910 = 19472,3 Н.

По [2] принимаем для обеих опор конические однорядные роликоподшипники легкой серии 7206.

Характеристики конических однорядных роликоподшипников 7206 ГОСТ 333-79

Таблица 5

Размеры, мм							Грузоподъемность, кН
d,	D	T	B	c	r	r1	C	C0
30	62	17,5	16	14	1,5	0,5	31,0	22,0

Условие Стреб

С:

19472,3

31000 – условие выполняется.

7.3 Подбор подшипников для вала III

Исходные данные:

посадочный диаметр, d, мм 50;

радиальные нагрузки на подшипниках:

Fr1 = 4412 Н;

Fr2 = 10711 Н;

осевая сила на колесе Fa2 = 905,9 H

класс нагрузкиН0,8;

ресурс привода, ч 4596,48;

частота вращения вала, n, об/мин100,85;

Рисунок 12- Схема установки подшипников

Для вала III принимаем радиально – упорные шарикоподшипники с углом контакта a = 12 ° [2].

Коэффициент осевого нагружения е по формуле (96):

e = 1,5× tg 12° = 0,32.

Осевая составляющая S, Н :

S1 = e× Fr1=0,32× 4412=1412 Н;

S2 = e× Fr2=0,32× 10711=3428 Н.

S2 > S1, то по [2]:

Результирующие осевые нагрузки:

Fa1 = Fa+S2=905,9+3428=4334 Н.

Fa2 = S2 = 3428 Н.

Проверяем величину соотношения

[2].

гдеFai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

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

0,982 < e.

В этом случае X = 1; Y = 0 [2].

Приведенная нагрузка по формуле (99):

P1 = 1×1×4412×1,4×1 = 6177 Н.

0,32 < е.

В этом случае X = 1; Y = 0 [2].

Приведенная нагрузка по формуле (100):

Р2 = 1×1×10711×1,4×1 = 14995 Н.

Далее расчет ведем по наиболее нагруженной опоре [8]:

Эквивалентная нагрузка по формуле (101):

Рэ = 0,8×14995= 11996 Н.

Расчетный ресурс подшипника по формуле (102) при n = 100,85 об/мин:

= 27,81 млн. об.

Потребная динамическая грузоподъемность по формуле (103):

С = 27,811/3,33×11996 = 32530 Н.

По [2] принимаем для обеих опор однорядные радиально – упорные шарикоподшипники легкой серии 210.

Характеристики радиальных однорядных шарикоподшипников 210 ГОСТ 8338-75

Таблица 6

Размеры, мм				Грузоподъемность, кН
d,	D	B	r	C	C0
50	90	20	2,0	35,1	19,8

Условие Стреб

С:

32530

35100 – условие выполняется.

8. Конструирование элементов редуктора

8.1 Конструирование зубчатых колес

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

5 мм. В дисках предусмотрены отверстия диаметром dотв = 15…25 мм для удобства изготовления и возможности снятия колес с валов съемником [2].

Диаметр ступицы колеса [2]:

Dст = 1,5× d + 10,(105)

где d – диаметр вала, мм.

Толщина тела ступицы [2]:

dст = 0,25× d + 5,(106)

Толщина обода [2]:

dо = 2,5× m + 2,(107)

где m = mn – для цилиндрических колес (mn = 2,5 мм);

m = mtm – для конических колес (mtm = 1,431 мм).

Толщина диска [2]:

dд = (dо + dст)/2,(108)

Длина ступицы [6]:

lст = (0,8…1,5)× d,(109)

Параметры зубчатых колес рассчитаны по формулам (105) – (109). Полученные данные округлены по ряду Ra 40 ГОСТ 6636-69 и занесены в табл. 7.

На венцах колес выполняются фаски, равные соответствующим модулям [8]. Основные размеры колес

Таблица 7

Наименование	Размеры, мм
	Dст	dст	dо	dд	lст
Коническое колесо	60	14	5,6	10	35
Цилиндрическая шестерня	60	14	8	11	35
Цилиндрическое колесо	80	17,5	8	12,5	45

8.2 Конструирование звездочек цепной передачи

По конструкции звездочки отличаются от зубчатых колес в основном формой профиля зуба. Размеры венца зависят от шага цепи рц, числа зубьев z, размеров цепи. [8].

Размеры венца звездочек роликовых цепей:

Делительный диаметр [8]:

dд = рц/sin(180°/z),(110)

Диаметр наружной окружности [8]:

De = pц×(0,5 + ctg(180°/z)),(111)

Диаметр окружности впадин [8]:

Di = dд - 2×r,(112)

Диаметр проточки [8]:

Dc = pц×ctg(180°/z) – 1,3×h,(113)

Ширина зуба [8]:

b = 0,93×Bвн – 0,15,(114)

Радиус закругления зуба [8]:

R = 1,7×Dc,(115)

Толщина обода [8]:

d = 1,5×(De - dд),(116)

Толщина диска [8]:

C = (1,2…1,3)×d,(117)

где рц – шаг цепи;

Ввн – расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи;

h – ширина пластины цепи;

r – радиус впадины, мм.

r = 0,5025×d1 + 0,05,(118)

гдеd1 – диаметр ролика цепи (d1 = 22,23 мм).

r = 0,5025×22,23 + 0,05 = 11,22 мм.

Параметры звездочек рассчитаны на ЭВМ в программе DM-7. Полученные данные приведены в приложении.

8.3 Конструирование элементов корпуса

Редуктор для удобства сборки имеет разборный корпус, разъем сделан в плоскости осей валов. Корпусные детали получены методом сварки. Материал корпуса – сталь.

В соответствии с требованиями технической эстетики корпус редуктора имеет строгие геометрические формы: отсутствуют выступающие части, бобышки и ребра располагаются внутри корпуса. Крышка с корпусом соединяется винтами, ввертываемыми в гнезда, нарезаемые непосредственно в корпусе. Фундаментные болты располагаются в выемках корпуса так, чтобы лапы не выступали за габариты корпуса [8].

Толщина стенки корпуса[8]:

dсв = 0,8×d

6 мм, (119)

где

мм, (120)

гдеТтх – крутящий момент на тихоходном валу, Н×м (Ттх = 418,66 Н×м).

;

dсв = 0,8×6,2=4,95 мм;

Согласно вышеприведенным указаниям принимаем толщину стенки корпуса d св = 6 мм.

Толщина стенки крышки корпуса [8]:

d1 = 0,9×d

6 мм, (121)

d1 = 0,9×6 = 5,4 мм.

Принимаем d1 = 6 мм.

Размеры основных элементов корпуса и формулы для их расчета приведены в табл. 9.

Таблица 9 Размеры основных элементов корпуса редуктора

Параметр корпусных деталей	Формула	Значение, мм
Диаметр стяжных винтов или болтов, крепящих крышку к корпусу		10
Толщина фланца по разъему	h2 = 1,2× dc	12
Расстояние между стяжными винтами	lc = (10…15)× dc	120
Ширина фланца без стяжных винтов	bфл 1,5× dc	15
Расстояние от стенки до края фланца для болта с шестигранной головкой	K1 = (2,7…3)× dc	30
Диаметр фундаментных болтов	dф = 1,25× dc	12
Толщина фундаментных лап	hф = 1,5× dф	18
Расстояние от стенки до края фланца фундаментных лап	K = (3,2…3,5)×dф	34
Расстояние от края фланца до оси болта	C = 0,5×K	17
Толщина подъемных проушин	d2 = 2,5×d	15
Толщина ребра	d3 = (0,8…1)×d	6
Диаметр винтов крепления торцевых крышек подшипника и крышки смотрового люка	dп = 0,5× dc	6
Глубина завинчивания винтов	h3 = (1,3…1,4)× d	8,4
Высота платиков	h4 = 0,5×d	3
Ширина платиков	bпл = (2,3…2,5)× dп	15
Диаметр прилива подшипникового гнезда	Dп = 1,25×D + 10	85
Диаметр установочных штифтов	dш = (0,7…0,8)× dc	8
Высота корпуса	h = (1…1,12)× aт	112

9. Подбор и проверка шпонок