Привод ленточного конвеера

- коэффициент безопасности: рекомендуемый п_6ез = 1,1 ... 1,2, принимаем = 1,2.

 

Расчетное допускаемое  контактное напряжение [ ]н для прямозубой цилиндрической передачи    [ ]н =[ ] =398МПа

1.4.3. Определение  допускаемых напряжений изгиба  зубчатых передач

Режим нагружения шестерни и колеса постоянный, работа длительная. Соответствующее  постоянному режиму допускаемое напряжение изгиба равно: 

 

Для шестерни: [ ] = = МПа

 

Для колеса: [ ] = = МПа

 

где:    - предел изгибной выносливости:

для шестерни: = 1,8НВ_ср1 = 1,8 • 215 = 387 МПа

для колеса: = 1,8НВ _ср2 = 1,8 • 203,5 = 366 МПа    

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности: = 0,8 ... 1,2

        ( = 0,8     при грубом шлифовании, =1,2 при тонком шлифовании)

- коэффициент, учитывающий размеры деталей: = 1 ... 1,05

        (У_м =1 при диаметре, меньше 400 мм, У_м = 1,05 при диаметре больше 0,4м) 

-коэффициент, учитывающий упрочнение  детали: = 1,1... 1,3 (принимаем У_у = 1,2); 

- коэффициент запаса: рекомендуемый п₃ =1,3 ... 1,75, принимаем п₃ = 1,5.

 

1.4.4. Проектный  расчет закрытой цилиндрической передачи

При проектном расчете  определяются все параметры зубчатой передачи.

За исходные величины принимаются:

Крутящий момент М = 174  Н·м на 2-ом  валу (см. таблицу 1.4);

Передаточное число  зубчатой передачи U= 5,6: (см. п. 1.2);

Расчетное допускаемое  контактное напряжение [ ] :

               - для прямозубой передачи: [ ]    = 398 МПа (см. п. 1.4.2)

Коэффициент относительной ширины колеса _а :

   - для прямозубой передачи    рекомендуется: _а = 0,315; 0,4; 0,5;

принимаем: _а = 0,5;

Коэффициент нагрузки: рекомендуемый K = 1,1 ... 1,5; принимаем: К= 1,2. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: рекомендуемый К = 1,0 ... 1,1; принимаем: К = 1,02.

Определение межосевого расстояния цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи   является основным параметром.

 

 

Прямозубая  передача

                                        

 

 

                                                                                                     

 

 

=(U+1)

 

Округляем по таблице 1.6 до ближайшего стандартного значения:    =140мм   

Таблица 1.6

Стандартные значения межосевого расстояния

, в мм

50

63

71

80

90

100

112

125

140

160

180

200

224

250

260

280

300

320

 

Определение ширины зубчатых колес

Ширина колеса:

В₂=   = = 70мм

Ширина шестерни:

В = В₂+ 5 = 70 + 5 = 75 мм

 

Определение модуля зубчатых колес

 

0,0 1   < т < 0,02

0,01·140< т <

               1,4 < т < 2,8 

 

 

Выбираем стандартное значение модуля т_ст по таблице 1.7  т_{ст  =} 2 мм.

Таблица 1.7

Стандартные значения модулей, в мм

тст ; тпст

1,5

1,75

2

2,25

2,5

2,75

3

3,5

4

4,5

5

5,5

6

7

8

9

|Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев Z :

 

Z

= =2·140/2=140 
 

 

 

где:   Z — должно быть целым числом. Поэтому при необходимости следует изменить .

Число зубьев шестерни Z

Z = 

 

Z =140/(5,6+1)=21,2

Округляем:                 Z = 21

Число зубьев колеса   Z = Z - Z = 140 - 21 = 119 .

 

Уточнение передаточного числа

После выбора электродвигателя (см. выше п. 1.2) было определено передаточное число цилиндрического редуктора (U = 5,6).

Однако последующий  точный расчет числа зубьев шестерни и колеса прямозубой передачи требует скорректировать передаточные числа.

Уточненное передаточное число U’: U’= = =5,66

Отклонение от исходного U :      e%=

 e%= меньше требуемых 5%

 

Определение геометрических параметров цилиндрических зубчатых передач

 

Делительный диаметр  шестерни d

  и колеса d

 

d = мм

d = мм

 

Диаметр вершин зубьев шестерни d

  и колеса d

d = d +2m=42+ мм

d = d +2m=238+ мм

 

Диаметр впадин зубьев шестерни d

и колеса d

d = d -2,5m=42- =37мм

d = d -2,5m=238- =233мм

Межосевое расстояние:

мм

 

 

1.4.5. Проверочный расчет  закрытой цилиндрической передачи  на контактную прочность

 

где: - межосевое расстояние ( см. п. 1.4.4: =140 мм );

        - уточненное передаточное число ( см. п. 1.4.4): =6,37;

        K  - коэффициент нагрузки (K=1,2);

       - крутящийся момент на 2 валу (см. таблицу 1.5: =195,7Нм);

       - ширина колеса ( см. п. 1.4.4): =70 мм

 

МПа

 

Отклонение расчетных контактных напряжений от допускаемых не должно превышать

e%=

, где: - см. п. 1.4.2

e%=

,

 Отклонение в пределах допускаемого

 

 

1.4.6. Расчет зубьев цилиндрических  зубчатых колес на изгибную  прочность

 

где:      К – коэффициент нагрузки: К=1,2

- окружное усилие на длительном  диаметре d

            у прямозубой передачи: = Н

              где:   - берется по таблице 1.5;

                         - получены в п. 1.4.4

           - коэффициент прочности по местным напряжениям (по таблице 1.8) определяется по числу прямых зубьев.

 

Коэффициенты прочности зубьев по местным напряжениям 

Таблица 1.8

Число зубьев Z,	15	20	25	30	40	50	60	80	100	150	200
Коэффициент	4,7	4,4	3,9	3,8	3,7	3,65	3,6	3,6	3,6	3,6	3,61

 

B - ширина прямозубого колеса:   B =70мм

m – модуль прямозубого колеса: m=2мм

К - коэффициент, учитывающий торцевое перекрытие зубьев: К =0,7

МПа

Полученное значение должно быть меньше допускаемых напряжений изгиба, см. п. 1.4.3:

МПа

45,1МПа

322 МПа 

Глава 2  КОМПОНОВКА  ЦИЛИНДРИЧЕКОГО ЗУБЧАТОГО РЕДУКТОРА

2.1 Компоновка  цилиндрического зубчатого редуктора

В главе 1 были найдены основные геометрические параметры шестерни и колеса прямозубой передачи:

Межосевое расстояние:                       = 140 мм

Ширина  колеса:                                     В =70 мм

Ширина  шестерни:                                В =75 мм

Модуль:                                                   m = 2 мм

Делительный диаметр шестерни:         d =42 мм

Делительный диаметр колеса:              d =238 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:      d =46 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни:       d =37 мм

Диаметр вершин зубьев колеса:           d =242 мм

Диаметр впадин зубьев колеса:            d =233 мм

 

Компоновка включает наиболее удачное с конструктивной точки зрения взаимное расположение в полости редуктора всех его составных частей: зубчатых колес, валов, подшипников качения, манжет, деталей крепления.

Для качественного выполнения компоновки требуется знать современные  конструкции зубчатых колес и валов, а также особенности конструирования литого корпуса и крышек редуктора.

Компоновка осуществляется по плоскости разъема редуктора, так как на ней располагаются  в натуральных габаритах основные составные части редуктора: зубчатые колеса, валы, подшипники, крышки, уплотнение.

Процесс компоновки ведется  в следующей последовательности:

- вначале на плоскость  миллиметровки или чертежа наносятся  осевые линии шестерни и колеса  с расчетным межосевым расстоянием  , полученным в предыдущей главе.

- затем с учетом осей  вычерчиваются контуры шестерни 5 и колеса 16 с зубьями, находящимися  в зацеплении, по расчетным, полученным  ранее, диаметральным размерам 

d , d , d , d , d , d , а также расчетной ширине В и В . При этом учитываются особенности конструктивного исполнения шестерни и колеса при разных методах их изготовления (кузнечная штамповка, литье, механическая обработка проката), размеры обода S, ступицы S диска C, фасок f и f (об этом будет сказано ниже).

-после этого осуществляется ориентировочный выбор диаметров ступеней валов шестерни 5:   d₃, d₄,  d₅  и  колеса 19: d₆ , d₇,  d₈ , d₉ , а также выбираются размеры шпонок 1, 10, 14 (о чем будет рассмотрено ниже).

-наконец намечаются  размеры внутренней полости корпуса  редуктора (длина и ши 
рина) путем установления величины зазоров между торцами шестерни и корпусом , между вершиной зубьев колеса и корпусом и вершины зубьев шестерни и корпусом В нашем случае принимаем: = 10 мм, = 30 м (из рекомендуемых = 5...40 мм).

 

 

 

 

 

 

Рис 2.1. компоновка цилиндрического  зубчатого редуктора:

а) – с колесом одной ширины; б) – колесо с внутренним диском;

в) – шевронное колесо в паре с шестерней

 

 

 

 

 

- завершается компоновка  установкой в корпусе редуктора  пары подшипников 4 и 6 под вал-шестерню и пары подшипников 12 и 18 под вал 19 колеса (каждая пара состоит из одинаковых подшипников качения, взятых из каталога, приведенного в Приложении 2), а также манжетных уплотнений 2 и 11 по диаметрам ступеней валов d и d (см. Приложение 3), устанавливаемых в крышках 3 и 13.

При этом учитывается то, что ширину плоскости разъема корпуса редуктора по всему периметру рекомендуется принимать равной b = 40 мм, а толщину стенок корпуса редуктора равной = 10 мм.

Все крышки подшипников 3, 7, 13 и 17 рекомендуется устанавливать утопленными в корпус редуктора.

Далее по тексту рассматриваются  конструкции зубчатых колес и  порядок выбора ориентировочных диаметров ступеней валов и шпонок.

 

Конструкция цилиндрических зубчатых колес

 

На чертеже представлены конструкции прямозубых колес.

Шестерня прямозубой передачи 5 изготавливается заодно с валом в виде вала-шестерни из круглого проката или путем свободной ковки с последующей механической и термической обработкой.

Колесо прямозубой передачи 16 установлено на отдельном ступенчатом валу 19 с помощью шпонки 14. Оно изготавливается путем свободной ковки или из литья с последующей механической и термической обработкой.

При небольшой толщине колеса (до 30...40 мм) оно выполняется в виде диска 16 с небольшими (до 2 мм) углубления на боковых поверхностях. Это делается для того, чтобы обеспечивать точную обработку только торцов ступицы S и обода S, а не всей боковой поверхности.

При широких колесах (толщиной более 40 мм) с целью экономии металла рекомендуется изготавливать колеса с узким внутренним диском C, равным у прямозубой передачи по толщине C = 15 мм.