Привод с электробарабаном к ленточному конвейеру

 

Скорректированная ширина венцов.

Так как тихоходной и быстроходной то воспользуемся формулой                                      

Уточнение относительной  ширины зубчатого венца солнечного колеса

12. Обоснование выбора марки стали и ее термообработки для колеса .

     Тихоходная  ступень: 

Величина контактных напряжений в зацеплении g-b

Требуемая для этого уровня напряжений твердость поверхность  зубьев колеса b:

Действующие максимальное напряжения изгиба в зубьях колеса b

Необходимая для этого  уровня напряжений твердость сердцевины зубьев

Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543-75, термообработка улучшение до НВ (270-300).

    Быстроходная ступень: 

Величина контактных напряжений в зацеплении g-b

Требуемая для этого уровня напряжений твердость поверхность  зубьев колеса b:

Действующие максимальное напряжения изгиба в зубьях колеса b

Необходимая для этого  уровня напряжений твердость сердцевины зубьев

Для центрального колеса b выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543-75, термообработка улучшение до НВ (270-360).

4. Определение размеров зубчатых колес планетарного редуктора из условия работоспособности  подшипников сателлитов.

Исходные данные.

Наименование параметра	Условное обозначение	Величина		Размерность	№ л.р
		Тихоходная	Быстроходная
Максимальный момент на центральном  колесе		490.196	60.827		9
Коэффициент неравномерности нагрузки между сателлитами		1,03	1,05	-	10
Число сателлитов		3	3	-	10
Модуль		2.75	1.25	мм	11
Параметр планетарной ступени		4.1	7.1	-	11
Число зубьев:
Центрального колеса a		20	20	-	11
Сателлита g		31	61	-	11
Центрального колеса b		82	1422	-	11
Делительный диаметр центрального колеса а, удовлетворяющий изгибной выносливости.		52.0445	25.7165	мм	11
Диаметр начальной окружности центрального колеса а, удовлетворяющей контактной выносливости.		52.0662	24.19	мм	10
Коэффициент формы зуба колеса лимитирующего  изгибную выносливость		3.8	3.63	-	11
Эквивалентное число циклов перемен  напряжений сателлита при расчете  контактной выносливости		54.36*106	244.23*106	ч.ц.	10
Частота вращения сателлита относительно водила		91.581	415.922	мин-1	9
Рабочая ширина зубчатого венца		33.6481	18.6531	Мм	11

 

Минимальный диаметр сателлита, обеспечивающий работоспособность встроенного подшипника.

Корректируем зубчатые колеса.

Коррекция идет только в Т.С. т.к.

 

Модуль зацепления.

Принимаем равным рассчитанному  в пункте III.

 

Диаметр центрального колеса а.

 

Число зубьев центрального колеса а.

 

Числа зубьев

 

Корректируем рабочую  ширину колес.

    Т.С.:    Поскольку  , то

Б.С.:    Поскольку  , то

 

 

Окончательно.

 

 

Основные диаметры колес  планетарной ступени:

Т.С.: - делительный диаметр

- диаметр окружности выступов

- диаметр окружности впадины

- межосевое сечение

Б.С.: - делительный диаметр

- диаметр окружности выступов

- диаметр окружности впадины

- межосевое сечение

Минимальная толщина обода  обеспечивающая изгибную прочность  сателлита.

 

Диаметр отверстия под  подшипник.

 

Радиальная нагрузка, воспринимаемая наиболее нагруженной опорой сателлита.

 

Приведенная радиальная нагрузка.

 

Расчетное значение динамической грузоподъемности подшипника.

 

 

По найденным значениям  из справочника подбираем подшипники.

Для тихоходной ступени  Выбираем РПК 42306 (ГОСТ 8328-57) с параметрами: . Геометрические параметры выбранного подшипника

Для быстроходной ступени  Выбираем РПК 42206 (ГОСТ 8328-57) с параметрами: . Геометрические параметры выбранного подшипника

 

Фиксирование сателлита  относительно подшипников дистанционным  кольцом и стандартным пружинным  кольцом IA 80 ГОСТ 13941-80, устанавливаемыми между встроенными подшипниками сателлита.

 

Назначаем основные геометрические параметры щек водила тихоходной и быстроходной ступени.

Т.С.:    - диаметр щеки водила:

- толщина щеки водила:

- толщина  перемычки водила:

- диаметр  отверстия в водиле:

Б.С.:    - диаметр щеки водила:

- толщина щеки водила:

- толщина  перемычки водила:

- диаметр  отверстия в водиле:

Найденные значения округляем  до нормальных ближайших линейных размеров из ряда R_a40.

                            

Основные расчетные параметры.

Таблица 3

Условное обозначение	Тихоходная ступень	Быстроходная ступень	Размерность
	4	7.1	-
	24	20	-
	36	61	-
	96	142	-
	490,196	60,827	H м
	2.75	1.25	мм
	47.28	230911	мм
	52.0662	25.7165	мм
	63.508	23.593	мм
	21	19	мм
	66	25	мм
	264	177.5	мм
	99	76.25	мм
	71.5	27.5	мм
	104.5	78.25	мм
	259.1875	175.3125	мм
	59.125	21.875	мм
	92.125	73.125	мм
	270.875	180.625	мм
	82.5	50.625	мм
	75.75	63.36219	мм
	5.1	1.7	кН
	7.956	2.656	кН
	26.412	13.849	кН
	42306	42206
	30X72X19	30X62X16	ммхммхмм
	29.6	17	кН
	26.5	20.875	мм

 

5. Проектировочный расчет валов.

Диаметры консольных участков (мм) входного и выходного валов  весьма приближенно могут приняты

где – крутящий момент, передаваемый валом, Н*м;

       , Мпа – допускаемое касательное напряжение.

Для быстроходной ступени  . Сталь 25XГМ

. Принимаем 

Для тихоходной ступени  . Сталь 25XГМ

. Принимаем 

6. Проверочный расчет вала быстроходной ступени.

 

Расчетные схемы  валов и осей редукторов представляют в виде ступенчатых или гладких  балок на шарнирных опорах. Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и  радиальные нагрузки, заменяют шарнирно неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные силы – шарнирно подвижными опорами.    Расстояние между центром шпоночного паза и центром первого подшипника

 

Исходные данные.

Расстояние между центром  шпоночного паза и центром первого  подшипника l₁=55 мм. Расстояние между центрами подшипников l₂=47 мм. Расстояние между центром второго подшипника и центром зубчатого колеса l₃=50 мм. Диаметр расположения пальцев МУВП Dm=100 мм. Крутящий момент зубчатого колеса a₂, . Диаметр зацепления зубчатого колеса a₂, .

13. Расчет сил  действующих на вал.

 

Сила, действующая на зубчатое колесо.

где: W - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами рис.6.8[1]

        n - коэффициент учитывающий влияние погрешностей изготовления и монтажа

        a_w – угол зацепления

 

Сила, действующая со стороны муфты (МУВП).

- окружное усилие

- радиальное усилие

 

Определение реакций опор.

 

=> =>

 

Построение эпюр силовых  факторов.

I участок:

       

       

II участок:

           

    

III участок:

  

  

 

По результатам расчета  строим эпюры.

Рисунок 5

 

Из эпюр видно, что опасным  сечением в данном случае является место посадки левого(первого) подшипника, так же в этом сечении действуют  концентраторы напряжений: посадка  с натягом и выкрутка.

 

Расчет коэффициента запаса прочности вала.

Определение напряжения.

коэффициент асимметрии цикла 

 

Определение пределов выносливости.

Определение масштаба факторов.

Из рис.4.10[2] для легированной стали при d=24 мм

Определение эффективных  коэффициентов концентрации.

Из таб.4.2[2] для посадки  с натягом при d=24 мм и имеем

,

Определение коэффициента шероховатости.

Вместе посадки подшипника по таб.4.3[2] имеем

.

Определение коэффициента упрочнения.

Данный коэффициент определяется по таб.4.4[2], за неимением эмперического  коэффициента для данного коэффициента концентрации напряжения полагаю  .

 

Определение коэффициента перехода от предела прочности образца  к пределу прочности детали.

 

  

Определение коэффициента долговечности.

Для упрочненных валов с концентраторами  напряжения m=9

  т.к. N_E>N₀ =>

.

Определение коэффициентов  чувствительности к асимметрии цикла.

Для валов подвергнутых поверхностному упрочнению (цементации) выбираю 

.

Определение коэффициентов  запаса прочности S_s и S_t.

При совместном действии нормальных и касательных напряжений запас  прочности 

вычисляют по формуле: 

Т.к. S>[S]=2,0¸2,5 то вал быстроходной ступени отвечает условиям прочности.

7. Проверочный расчет шарикоподшипников быстроходного  вала.

Т.к. подшипники для валов  мы уже выбрали, то данный расчет сводится к определению необходимого количества замен подшипников.

Проверочный расчет на долговечность сводится к  проверки неравенства  , где L – долговечность подшипника миллионов оборотов в минуту, L_E – эквивалентная долговечность которую подшипник должен выдержать за полный срок службы миллионов оборот. Для вала быстроходной ступени мы выбрали два шарикоподшипника типа легкой серии имеющих грузоподъемность С=17000 кг.

 

1. Расчет долговечности  подшипника.

Номинальная долговечность подшипника – это  число оборотов или часов (при  заданной постоянной частоте вращения), которое подшипник должен проработать  до появления первых признаков усталости  материала дорожки качения любого кольца или тела качения.

Номинальная долговечность  подшипника:

,

 где: C – динамическая грузоподъемность, – коэффициент качества, – приведенная расчетная нагрузка, - коэффициент зависящий от типа подшипника (для роликоподшипников ,33).

,

 где: V=1 – коэффициент вращения, F_r=R_A=804,93 – радиальная сила, K_s=1.3 – коэффициент безопасности, K_T=1 – температурный коэффициент (значения приняты в связи с рекомендациями стр. 189[1]).

 => 

2. Расчет эквивалентной  долговечности подшипника.

Эквивалентную долговечность  подшипника за полный срок службы определяют по формуле:

.

Параметры n_i, L_i соответсвуют частоте вращения (мин)^-1 и продолжительности работы (ч) при действии приведенной нагрузки P_i для определения которой используют зависимость рис.10.3[1]. Если число в процессе эксплуатации не предусмотрена (число замен равно n_зам=0), то L_h1, L_h2... L_hk равны продолжительности работы при указанных нагрузках за полный срок службы.

Для передач с постоянным передаточным отношением при нереверсивной  нагрузке а так же при реверсивной  нагрузке у передач с прямозубыми  колесами приведенная нагрузка P_i прямо пропорциональна значению передаваемого момента T_i и поэтому предыдущую формулу можно записать в виде:

.

Из полученного выражения  для эквивалентной долговечности  видно, что неравенство L>L_E выполняется при количестве замен равном нулю. Таким образом для вала БС, в течении всего времени работы редуктора, замена подшипников не нужна.

 

8. Расчет призматических и круглых шпонок.

1. Расчет призматических шпонок.

Для передачи крутящего момента  от одного вала к другому используют шпоночное соединение где элементом  связывающим оба вала является шпонка. Размеры сечений призматических шпонок выбирают в зависимости от диаметра вала . Материал шпонок –сталь Ст6 с пределом прочности . Длину призматических шпонок выбирают из стандартного вала в соответствии с расчетом на смятия по боковым сторонам шпонки:

где - наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении, Н*мм; - высота шпонки; - заглубление шпонки в вал, , мм.

Рабочая длина шпонки равна длине призматической шпонки с плоскими торцами. При скругленных торцах , где - ширина шпонки.

Допускаемые напряжения для шпонки назначают в зависимости от предела  текучести  материала шпонки или сопряженных деталей, если их прочность ниже прочности шпонки: . При нереверсивной нагрузке с частыми пусками и остановами . Для шпонок стали Ст6