Привод цепного конвейера


Выбор системы смазки и смазочных материалов



бет5/6
Дата18.07.2016
өлшемі258.89 Kb.
түріПояснительная записка
1   2   3   4   5   6

2.7 Выбор системы смазки и смазочных материалов


Для смазывания червячной передачи применена картерная схема. Расположение червяка нижнее. Для смазывания подшипников червячного колеса на червяке установлены разбрызгиватели. Они же выполняют функцию маслоотражательных колец для защиты подшипников червяка от попадания продуктов износа передачи. Так как установлены разбрызгиватели, масло заливают до центра нижнего тела качения подшипника.

Для смазывание передачи используется масло И-Т-С-320 ГОСТ 17479.4-87 [1, c. 198].


2.8 Проектирование реактивной тяги

2.8.1 Функциональное назначение


Реактивная тяга удерживает мотор-редуктор в процессе работы от проворачивания. Привод оснащен концевым выключателем, что предохраняет механизм от поломок в нештатных ситуациях. Выключение электродвигателя происходит при отклонениях мотор-редуктора более чем на 15° от вертикали.

2.8.2 Описание конструкции


Реактивная тяга представляет собой стержень, один конец которого шарнирно закреплен на металлоконструкции. На втором конце имеется пружина, которая с одной стороны упирается в крышку корпусной детали, а с другой стороны поджимается гайкой, накрученной на реактивную тягу. Гайка позволяет регулировать сжатие пружины. Упор со стороны крышки оборудован двумя шайбами со сферическими поверхностями, что обеспечивает перпендикулярность торца пружины ее оси при повороте мотор-редуктора. Пружина закрыта защитным кожухом.
2.8.3 Расчет стержня реактивной тяги на прочность

Определим средний диаметр резьбы [2, c. 39]



где Fa – осевая сила, - коэффициент высоты резьбы, - коэффициент высоты гайки, [p] – допустимое контактное давление.

Выбираем диаметр d2=10 мм.

2.8.4 Выбор пружины для реактивной тяги


Исходные данные для расчета пружины: номинальный крутящий момент на тихоходном валу T=460 Нм, расстояние от оси тихоходного вала до оси реактивной тяги l=270 мм, ход пружины h=90 мм.

Крутящий момент на тихоходном валу при пуске



Сила, действующая на пружину при номинальном режиме работы



Сила, действующая на пружину при пуске



Граничные значения силы F3 определим по формуле [4, с.200, табл. 10]



По ГОСТ 13775-86 выбираем пружину d=7 мм, D1=38 мм, c1=789.8 Н/мм, s'3=10.98, F3=4.25 КН.

Жесткость пружины

Количество рабочих витков пружины



Полное число витков



где n2-число опорных витков.

Предварительная деформация пружины

Рабочая деформация пружины



Максимальная деформация пружины



Длина пружины при максимальной деформации



где n3 – число обработанных витков

Длина пружины в свободном состоянии

Длина пружины при предварительной деформации



Длина пружины при рабочей деформации



Шаг пружины в свободном состоянии



Таким образом, выбрана пружина со следующими параметрами:

D=31 мм, d=7 мм, t=17.98 мм, l1=320 мм, l2=231 мм, n1=34.

2.9 Расчет соединений

2.9.1 Соединение венец - ступица червячного колеса


Способ соединения - посадка с натягом. Посадка должна быть выбрана из условия нераскрытия стыка. Материал ступицы – сталь, материал венца – бронза.

Среднее контактное давление [1, c. 86]



где К – коэффициент запаса сцепления, К=3 [1, с. 86]; Т – крутящий момент на колесе, Нм; d – диаметр соединения, мм; l – длина сопряжения, мм; f – коэффициент трения.

Деформация деталей [1, c. 86]

C1,C2 – коэффициенты жесткости [1, c.87]




где Е – модуль упругости, МПа. μ – коэффициент Пуассона.


Поправка на обмятие микронеровностей, мкм [1, c.87]

где Ra1, Ra2 – средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

Поправка на температурную деформацию, мкм [1, c.87]

где t1, t2 – средняя объемная температура соответственно обода центра и венца колеса, α – коэффициент температурного расширения.

Минимальный натяг (мкм), необходимый для передачи вращающего

момента [1, c.87]



Максимальный натяг (мкм) допускаемый прочностью деталей

(ступицы, венца) [1, c.87]

где , мкм – максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей соединения, где (МПа) – максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей или охватываемой детали, меньшее из двух: [1, c.87]







мкм

Выбор посадки. По значениям и выбирают одну из посадок, удовлетворяющих условиям: .

По табл. 6.3 [1] выбираем посадку H7/u7.

Для выбранной посадки определим температуру нагрева охватывающей детали для сборки, °С [1, c.89]



где Zсб – зазор, мкм, для удобства сборки.



2.9.2 Соединение приводной вал – ступица червячного колеса


Расчет осуществляется по критерию прочности – отсутствию смятия ступицы. Передача вращающего момента между ступицей червячного колеса и приводным валом осуществляется с помощью призматической шпонки. Материал ступицы – сталь 45.Диаметр концевого участка приводного вала 40 мм, выбираем шпонку по ГОСТ 23360-78 12х8. Необходимая рабочая длина шпонки, мм [2, c.61]

где Т – передаваемый момент, Нм; d – диаметр вала, мм, к – глубина врезания шпонки в ступицу, k=0.47h [2, c.60]. Принимаю l=50 мм.



2.9.3 Резьбовое соединение глухой крышки подшипника червяка с корпусом


Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 1. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Отрывающая сила, действующая на крышку



Условие нераскрытия стыка может быть записано так:



где - минимальное напряжение сжатия в стыке после приложения внешней нагрузки. Для выполнения этого условия вводят коэффициент запаса по нераскрытию стыка k=1,3…1,5. Принимаем k=1.4.

В данном случае всего один силовой фактор – отрывающая сила Fz, поэтому из условия нераскрытия стыка можем записать

где -коэффициент основной нагрузки. Таким образом, сила затяжки



Напряжение растяжения стержня болта



МПа

требуемый класс прочности болтов 3.6.



2.9.4 Резьбовое соединение проходной крышки подшипника червяка с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 2. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=6.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы реактивной тяги . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов

где - площадь стыка.



Напряжение от отрывающей силы



Напряжение от опрокидывающего момента



где момент сопротивления стыка.



Напряжение растяжения стержня болта






Требуемый класс прочности болтов 4.8.



2.9.5 Резьбовое соединение боковой крышки с корпусом

Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 3. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=12.

Приведем все силы в центр масс соединения. Опрокидывающий момент от действия силы, действующее на подшипник, . Отрывающая сила .

Напряжение, которое необходимо создать силой затяжки винтов



Напряжение от отрывающей силы



Напряжение от опрокидывающего момента



где момент сопротивления стыка.



Напряжение растяжения стержня болта






Требуемый класс прочности болтов 3.6.


Рис. 1

Рис. 2

Рис. 3

2.9.6 Резьбовое соединение кронштейна реактивной тяги с металлоконструкцией


Критерий работоспособности соединения – нераскрытие стыка. Расчетная схема представлена на рис. 4. Определим требуемый класс прочности для винтов М8, количество винтов z=4.

Сила, действующая на тягу




Напряжение растяжения стержня болта



требуемый класс прочности болтов 3.6.

Рис. 4

2.9.7 Расчет оси вилки реактивной тяги на срез

Критерий – прочность оси (на срез). Материал оси – сталь 45. Материал вилки – сталь 3.

Касательные напряжения в оси вилки

где F – сила, действующая на реактивную тягу, i – количество плоскостей среза, d – диаметр оси.

Допустимое касательное напряжение

Таким образом, ось удовлетворяет критерию прочности.


2.9.8 Расчет кронштейна реактивной тяги на смятие

Критерий – прочность (смятие кронштейна). Материал кронштейна - сталь 3.



Допустимые напряжения

Таким образом, кронштейн удовлетворяет критерию прочности.



Достарыңызбен бөлісу:
1   2   3   4   5   6


©dereksiz.org 2019
әкімшілігінің қараңыз

    Басты бет