Привод барабанной мельницы

     2.2.6 Определение силовых  параметров зацепления.

     

     Определение силовых параметров передачи. В косозубой цилиндрической передаче действуют три силы: окружная , радиальная и осевая .

               (2.44)

     где - угол зацепления, - угол наклона зубьев.

       

Рисунок 2.2-Схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи. 

     

       

     2.2.7 Проверочный

       к) уточнение межосевого расстояния (2.35)

           ,  

       л) Определяем окружную скорость  V  в зацеплении и задаемся степенью точности передачи (табл. 14 [1])

                (2.36)

     

     Степень точности=8 

     м) Вычисляем контактные напряжения в  передаче

      ,    (2.37)

     где (Н) – окружная сила;

      ,     (2.38)

     K=376 – для косозубых передач;

     K =1,09 коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяется по таблице 15[1] в зависимости от V м/с и степени прочности для косозубых колес;

     K =1,04 - определяется по таблице 10[1] в зависимости от

      ;          (2.39)

     K =1,02 коэффициент динамической нагрузки, определятся по таблице 16[1]. 
 

      ,

     При проверке по контактным напряжениям допускается перегрузка до +5%, недогрузка до -10%, величины которых определяются по формуле:

     

      .        (2.40)

              

     Условия прочности соблюдаются, недогрузка составляет 5,43%, что меньше допускаемых 10%.

     4) Проверяем напряжение изгиба  зубьев шестерни  и колеса

      , (2.41)

      ,

      где =3,92 и =3,61 - коэффициент формы зуба шестерни и коэффициент формы зуба колеса, находящиеся по таблице 17[1] в зависимости от

        (2.42)

     где - коэффициент угла наклона зубьев; (2.43)

      ;

     K =0,91 - коэффициент распределения нагрузки, определяемый по таблице 18[1]; 

     

       

     K =1,04 - коэффициент неравномерности нагрузки принимаем по таблице 10[1];

     К =1,20 - коэффициент динамичности, принимается по таблице 16[1].

      ,

      . 

     При проверочном расчете значительно меньше , т.к. нагрузочная способность большинства передач ограничивается контактной прочностью. 

     2.2.8  Проектный расчет  валов

     2.2.8.1 Ориентированный   предварительный расчет валов. 

     Расчет  ведем по деформации кручения. Выбираем допускаемое касательное зацепление , выбираем заниженное [ ]=(25-30) , так как учитываем только кручение без остальных деформаций. Определяем диаметр на выходном конце вала.

            (2.45)

     T_i- вращательный момент на данном валу

      - допускаемое касательное напряжение. Принимаем  для первого вала 25

      ,    (2.45)

     Определяем диаметр d_b1 c ослаблением шпоночным пазом.

       
 

     Выбираем  диаметр вала по ГОСТ 663669 до ближайшего значения округляя в большую сторону.

      =30, =40, =32;

     Определяем  диаметр вала под подшипник. Диаметр  шейки вала под подшипник назначают конструктивно увеличивая диаметр выходного конца до значения взятого по ГОСТУ.

     -диаметр вала шестерни под подшипники:

      .              (2.47)

         -диаметр вала шестерни под колесо:

                              (2.48)

     Диаметр шейки вала под подшипник должен быть кратным 5.

     Выбираем  диаметр вала для образования  буртика фиксирующего подшипник.

      =38

     

                                                                   (2.51)

             (2.52) 

     Таблица 4 - Диаметры ступеней валов, мм

 

        2.2.8.2 Выбор подшипников

     Выбор подшипников выполняется с учетом 3-х факторов. 
 

     Тип подшипника определяется по соотношению осевой силы к радиальной :

     Если  , то рекомендуются радиальные шариковые подшипники.

     Если  , то рекомендуются

     радиально-упорные  шариковые подшипники или роликовые  конические.

     В нашем случае: передача косозубая, принимаем  радиально-упорные шариковые подшипники:

      .        (2.53)

     Серия подшипников устанавливается ориентировочно по величине передаваемой мощности или по рекомендации литературных источников. Так по рекомендации [1] выбираем подшипники легкой серии.

     Типоразмер подшипника определяется по справочной таблице [1] с учетом выбранного типа, серии  и диаметра вала под подшипники.

     Таким образом, выбираем подшипник: для шестерни – шариковый радиально-упорный легкой серии типоразмера 36205; для колеса – шариковый радиально-упорный легкой серии типоразмера 36207.

     

     

     Рисунок. 2 Подшипники шариковые радиально, однорядные

     Таблица 5 - Параметры подшипников качения

     

     

     2.2.8.3 Эскизная компоновка редуктора

     Предварительную эскизную компоновку начинаем с того, что на прямой откладываем отрезок, равный сумме делительных диаметров  шестерни и колеса ( ), выделяем на нем и через середину отрезков и проводим оси, расстояние между которыми должно быть равным . Затем, отложив ширину шестерни и колеса , получаем изображения зубчатых колес в виде прямоугольников. Потом откладываем диаметры вершин и впадин каждого колеса. Приняв зазор между шестерней и внутренней стенкой корпуса 10 мм, очерчиваем эту стенку. Для выбора типа смазки подшипников подсчитываем произведение , где - внутренний диаметр подшипника,  n  – число оборотов  в минуту.  При ≥   следует применить жидкую смазку (чаще всего разбрызгиванием картерного масла), при ≤ рекомендуется применять консистентную (пластичную) смазку.

     По  размерам таблицы 21 [1] на осях валов  вычеркиваем подшипники, отступив наружу от внутренней стенки при жидкой смазке на 1 – 2 мм.

Измеряя расстояние между центром радиальных подшипников, определяем расчетную  длину валов

2.2.8.4 Уточненный расчет ведомого вала

     По  расчетной силовой схеме определяем опорные реакции в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и строят в масштабе эпюры изгибающих моментов в этих плоскостях, а так же эпюр крутящих моментов. 
 
 
 
 
 
 
 

     2.2.10 Подбор шпонок

     

     Подбор шпонок осуществляем по таблице в зависимости от диаметра вала, а затем проверяем на смятие, так как их размеры подобраны так, что прочность шпонок на срез обеспечивается. Наиболее распространенными являются призматические шпонки, размеры которых даны в таблице 26[1].

         Таблица 6 - Шпонки призматические 

 

     Рабочая длина шпонки определяется из условия  прочности на смятие:

      ,         (2.64)

     а затем подбирают из стандартного ряда так, чтобы ее длина оказалась на 5-10 мм меньше длины ступицы. Кроме того, рекомендуется на одном и том же валу ставить шпонки одинакового поперечного сечения.

      ;

     Допускаемое напряжение на смятие при стальной ступице и спокойной нагрузке.

      .   

     

       
 

     

     

          3. Конструктивное оформление зубчатых колес