Разработка привода к ленточному транспортёру


Ширина венца зубьев шестерни:




 


3. Проверочный расчет на контактную выносливость


Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:



Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:



Примем 7-ую степень точности.


Уточним  коэффициент нагрузки   

 

где:   К Нb =  1,041 - из таблицы  3.5 [1]

                    К Нa =  1,12  - из таблицы  3.4 [1]

                    К HV =  1,05  - из таблицы  3.6 [1]


Проверка контактных напряжений по формуле:

         591,25


Условие прочности соблюдается


393,26 МПа <[s H ] = 591,25 Мпа

5. Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки


Используя  график нагрузки  находим



Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45


sHРmax   =  2,8 sТ    =  2,8• 510  =  1428  МПа 


Условие  прочности  sHmax   <  sHРmax    соблюдается







6.Силы, действующие в зацеплении



окружная    

радиальная 

осевая         



7. Расчет на выносливость при изгибе

По таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом  установленных  размеров и вычислим пределы выносливости:



где:   коэффициент твёрдости    (стр. 42). По табл. 3,7 при ψbd=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор kFβ=1,33.

         по табл. 3.8  kFυ=1,2.

Т.о. коэффициент  kF=1,33х1,2=1,596


        YF – коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ

у шестерни 

у колеса      


По таблице на стр.42 выбираем:

YF1=4,09  и  YF2=3,61



Допускаемое напряжение по формуле:

По табл. 3.9 для Стали 35 при твёрдости HB≤350  σoFlimb=1,8 HB

Для шестерни σoFlimb=1,8 х 510=918 HB

Для колеса      σoFlimb=1,8 х 450=810 HB


[SF]=[SF]I x [SF]II  -  коэффициент безопасности,


где:  [SF]I =1,75 (по табл. 3.9),   [SF]II =1 (для поковок и штамповок)


[SF]=[SF]I x [SF]II=1,75х1=1,75.


Допускаемые напряжения:


для шестерни:

для колеса:     


Находим отношения: 


для шестерни:

для колеса:    

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты Yβ и KFα (см гл. III, пояснения к формуле (3.25)).


для средних значений коэффициента торцевого перекрытия εα=1,5 и 7-й степени точности KFα=0,92



Проверяем прочность зуба колеса по формуле:




Условие прочности выполнено.



8.Предварительный расчет валов


         Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.


Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t к] = 20 Мпа


Принимаем   d в1 = 50 мм

Примем под подшипниками    d п1 = 45 мм

Шестерню выполним за одно целое с валом.



Ведомый вал

Примем   [ t к ] = 20 МПа

Диаметр выходного конца  вала


Примем  d в2 = 65 мм

Диаметр вала под подшипниками примем    d п2 = 70 мм

Под зубчатым колесом примем    d к2 = 75 мм

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.






                            9.Конструктивные размеры  зубчатых колес

 

 

Вал-шестерня

Её размеры определены выше:

d1 = 146,565 мм;    da1 = 158,565 мм;    b1 = 131 мм



Колесо вала 2

d2 = 653,435 мм;    da2 = 665,435 мм;    b2 = 126 мм


Диаметр ступицы

dст = 1,6 х dk2 = 1,6 х 75 = 120 мм                

Принимаем  dст  = 120 мм


Длина ступицы

Lст = 1,4 х dk2 = 1,4 х 75 = 105 мм               

Принимаем  L ст = 150 мм


Толщина обода

d = (2,5¸4) х m n= (2,5¸4) х 6 = 15¸24 мм     

Принимаем   d  =  20 мм


Толщина диска     

С = 0,3 х b 2  = 0,3 х 126 = 37,8 мм

Принимаем  С  = 40 мм




                         

10.Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки


d = 0,025 х aw +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм      Примем           d =      12  мм

d 1 = 0,02 х aw +1 = 0,02 х  400 + 1 = 9 мм         Примем         d 1 =    10  мм


Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

-верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1 ,5 х d  = 1,5 х 12 = 18 мм

b 1= 1 ,5 х d1= 1,5 х 12 = 15 мм

-нижнего пояса корпуса

р = 2,35 х d  =  2 ,53 х 10 = 25,3  мм             Принимаем     р  =   25 мм


Диаметр болтов :

-фундаментных 

d 1 = 0,033 х aw +12  = 0,033 х 400 + 12 = 25,2     мм

                                                                       Принимаем болты  с резьбой    М 27

-крепящих крышку к корпусу у подшипника  

d 2 = 0,72 х d 1 = 0 ,72 х 27 = 19,4  мм

                                                                       Принимаем болты с резьбой    М20

-соединяющих крышку  с корпусом

d 3 = 0,55 х d 1 = 0,55 х 27 = 14,8  мм

                                                                       Принимаем   болты с резьбой  М 16

11.Выбор муфты

 

Ведомый вал


Передаваемый крутящий момент

Т2 = 1027,93   Н м

Число оборотов     n = 650 об/мин

Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75

Размеры


d = 65 мм            Т =  1000 Н м              Тип   I


D = 220 мм             L = 286 мм




12.Выбор  смазки


Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .


        Передаваемая   мощность    Р = 99,93 кВт


Объем масляной ванны  W определим из расчета 0,25дм3  масла на 1 кВт передаваемой мощности


   W = 0,25 х 99,93 = 24,98 л


Устанавливаем вязкость масла


При    s н =9,729 МПа         и        V = 22,435   м/с


кинематическая вязкость масла     u = 34 х 10 -6  м2 /с


Применим масло индустриальное   И- 30А  по ГОСТ  20799-75


Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.

    13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора


Расчёт ведущего  вала

 

Из предыдущих расчётов имеем:


T 1 = 326,41  Н м – крутящий момент


n1  = 2925 об/мин  - число оборотов


F t =  4454,13  Н  –  окружное усилие                 


F r =  1650,05  Н –   радиальное усилие


F a =  308,56  Н – осевое усилие   


d 1 = 146,565 мм – делительный диаметр шестерни


Материал вала:  сталь 45, улучшенная,   HB  200


s в  = 690 МПа  – предел прочности


s -1 = 0,43 х s в  = 0,43 х 690 = 300 МПа   -  предел  выносливости при

симметричном   цикле изгиба


t -1 =  0,58 х s -1  = 0,58 х 300 = 175 МПа   - предел выносливости при 

симметричном    цикле   касательных напряжений

l1 =   110 мм



Определим опорные реакции в плоскости    XZ



Определим опорные реакции в плоскости    YZ


 

 Проверка:   


Суммарные реакции:





Определим изгибающие моменты 


Плоскость  YZ




Плоскость  ZX



Суммарный изгибающий момент




Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.


Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 (по П.3. [1]):


d = 45 мм ;  D = 100 мм ;  B = 25 мм ;  r = 2,5 мм ;  C = 52,7 кН ;  Co = 30 кН


Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:



где:  Fr1 = 2412,59 Н  -  радиальная нагрузка

         Fa = 308,56 Н  - осевая нагрузка

         V = 1   -  (вращается внутреннее кольцо)

         Kσ = 1  - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])

         KT = 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])



Отношение    ;   этой величине (по табл. 9.18[1])

соответствует e ≈ 0,18


Отношение   > e  ;   X = 0,56  и  Y = 2,34



Расчётная долговечность, млн.об



Расчётная долговечность, час.



что больше установленных ГОСТ 16162-85.




                                     

Расчет ведомого вала


Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.


Из предыдущих расчётов имеем:


T 2 = 1027,93  Н м – крутящий момент


n2  = 650 об/мин  - число оборотов


F t =  4454,13  Н  –  окружное усилие                 


F r =  1650,05  Н –   радиальное усилие


F a =  308,56  Н – осевое усилие   


d 2 =  653,435 мм – делительный диаметр шестерни


Материал вала:  сталь 45, нормализованная     HB  190


s в  =  570 МПа  – предел прочности


s -1 = 0,43 х s в  = 0,43 х 570 = 245 МПа   -  предел  выносливости при

симметричном   цикле изгиба

t -1 =  0,58 х s -1  = 0,58 х 245 = 152 МПа   - предел выносливости при 

симметричном    цикле   касательных напряжений

l2 =  140 мм

Определим опорные реакции в плоскости    XZ



Определим опорные реакции в плоскости    YZ

 


 

Проверка:   


Суммарные реакции:




Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Страницы: 1, 2, 3, 4



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать