Разработка привода ленточного конвейера

 (4.11)

где ψ_ba – коэффициент ширины венца, ψ_ba = 0,4.

 мм.

Принимаем значение ширины колеса мм.

Определяем  ширину шестерни

  ; (4.12)

мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

, (4.13)

.

Определяем  окружную скорость колес V, м/с и степень точности передачи:

, (4.14)

 м/c.

Для косозубых колес при V<4 м/с назанчаем по ГОСТу 1643-81 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки K_H для проверки контактных напряжений:

, (4.15)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес с косыми зубьями, [3, с 90];

– коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями, [3, с 91];

– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и от степени точности их изготовления, [3, с 92].

.

Проверяем контактное напряжение , МПа:

, (4.16)

МПа.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется, так как перегрузка ( > [ ]) составляет 1,5%.

Определяем  силы, действующие в зацеплении.

Окружная  сила ,Н:

;          (4.17)

Н.

Определяем радиальную силу F_r , Н:

; (4.18)

где α – угол зацепления, ;

 Н.

Определяем  осевую силу F_a, Н :

; (4.19)

Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба , МПа           [3, с 46]:

< , (4.20)

где – коэффициент формы зуба колеса [3, с 87];

    – допускаемое напряжение изгиба;

     b₂ – ширина зубчатого колеса, b₂ = 45 мм;

     m – модуль зацепления зубчатых колес,m=1,75;

       – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

, (4.21)

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, ;

     – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, .

.

Определяем допускаемое напряжение изгиба , МПа:

, (4.22)

где – коэффициент запаса прочности;

      – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, МПа, при НВ<300:

, (4.23)

 HB,

Определяем коэффициент безопасности :

, (4.24)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, ;

      – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, .

.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям  изгиба , МПа [3, с 48]:

 

 МПа,

Эквивалентное число зубьев

Определяем коэффициент формы  зуба,

 МПа < МПа.

Условие выносливости зубьев по напряжению изгиба выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

5.1 Ведущий вал 

Диаметр выходного конца вала , мм [4, с 344]:

, (5.1)

где Т₁ – вращающий момент на ведущем валу, Т₁ = 29,5 Н·м;

 – допускаемое напряжение, МПа.

 мм.

Чтобы ведущий вал редуктора  можно было соединить с помощью  МУВП с валом электродвигателя мм, принимаем мм, диаметр под шестерней d_k1 = 34 мм.

Диаметр вала под подшипник примем мм.

5.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала , мм [4, с 346]:

, (5.2)

где Т₂ – вращающий момент на ведомом валу, Т₂ = 139,6 Н·м;

 – допускаемое напряжение, МПа.

 мм.

Примем  мм; диаметр под подшипниками мм, под

зубчатым колесом  мм.

 

 

 

 

6. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса

Шестерня

Шестерню выполняют за одно целое  с валом; ее размеры определены выше: d₁ = 37мм; d_a1 = 40,5мм; b₁ = 50 мм.

Колесо

Зубчатое колесо кованое.

Его размеры:d₂ = 187 мм; мм; b₂ = 45 мм.

Диаметр ступицы  , мм [4, с 345]:

; (6.1)

                         мм.

Длина ступицы  , мм [4, с 345]:

; (6.2)

 мм.

Принимаем мм.

Толщина обода  , мм [4, с 345]:

; (6.3)

 мм.

Принимаем мм.

Толщина диска С, мм [4, с 345]:

; (6.4)

мм.

Принимаем С = 14 мм.

 

 

 

 

 

 

 

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки δ, мм [4, с 347]:

, (7.1)

 мм.

Принимаем δ = 8 мм.

, (7.2)

 мм.

Принимаем δ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки [4,с 347]:

– верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

, (7.3)

мм.  , (7.4)

 мм.

– нижнего пояса корпуса:

, (7.5)

 мм.

Принимаем мм.

Диаметры болтов [4, с 347]:

– фундаментных:

; (7.6)

мм.

Принимаем фундаментные болты с  резьбой М16.

– болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

, (7.7)

 мм.

Принимаем болты с резьбой с  резьбой М12.

– болтов, соединяющих крышку с корпусом:

, (7.8)

 мм.

Принимаем болты с резьбой М10.

 

8.Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно производят в  два этапа. Первый этап служит для  приближенного определения положения  зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в  одной проекции - разрез по осям валов  при снятой крышке редуктора; желательный  масштаб 1:1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии-оси валов на расстоянии  а_w=112 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и  колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса больше ширины венца и поэтому выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса:

                           А₁=1,2δ₁;  (8.1)

А₁=1,2·8 = 9,6 мм.  

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стрелки  корпуса:

А=1,2δ;                                       (8.2)

А=1,2·8=9,6 мм.

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и  внутренней стенкой корпуса А=9,6мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем однорядные радиальные шарикоподшипники: для ведущего вала - легкой серии 206 (d=30мм;D=62мм;B=16;r=1,5) и для ведомого вала - средней серии 308(d=40мм;D=90мм;B=23;r=2,5).

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина равна у=8мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу l₁ = 50 мм и на ведомом l₂ = 53 мм.

Глубина гнезда подшипника l_r=1,5B; для подшипника 308 B=23мм; l_r=1,5·23=34,5мм; примем l_r=34мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d₀ отверстия; в этом фланце = 12мм. Высоту головки болта примем 0,7d_б=0,7·10 = 7 мм. Устанавливаем зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи в 10 мм. Длину пальца l примем на     5 мм больше шага t. Таким образом, l=t+5=19,05+5=24,05мм.

Измерением устанавливаем расстояние l₃ = 64,5мм, определяющее положение звездочки относительно ближайшей опоры ведомого вала. Примем окончательно l₃= 65мм.

 

9. Проверка долговечности подшипников

       9.1 Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем F_t=1595 H, F_r=590 H, F_a=285 H, из первого этапа компоновки l₁=50мм.

Определяем реакции опор:

 в плоскости xz

H                                            (9.1)

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Н·м                                         (9.2)

в  плоскости yz

Н       (9.3)

                        _(9.4)

Проверка: R_y1 + R_y2 – F_r = 353 + 237 – 590 = 0                         (9.5)

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

Н·м                     (9.6)

Н·м                                        (9.7)

Строим эпюру крутящих моментов:

М_кр=Т₁=29,5 Н·м

Суммарные реакции:

Н      (9.8)

Н      (9.9)

Выбираем подшипник по более  нагруженной опоре 1.

Намечаем однорядные радиальные шарикоподшипники №206 по        ГОСТ 8338-75, имеющие d=30 мм, D=62 мм, В=16, С=19,5 кН, С₀=10кН, [4,c.401]

Эквивалентная динамическая нагрузка:

                       P_э = (X·V·P_r1 + Y·P_a) ·K_б·K_T;     (9.10)

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

V=1, K_T=1, K_б=1 [4, табл. 9.20].

Отношение          

_{Этой величине соответствует  e = 0, 23.}

Отношение

X=0,56 и Y=1,88.

                      P_э = (0,56·1·872,6 + 1,88·285) ·1·1 = 1025 Н

Расчетная долговечность выбранного подшипника:

;      (9.11)  млн. об

                        час.      (9.12)

L_h=10000 часов < L_h1= 112700 часов

Условие долговечности подшипника выполняется. Принимаем однорядные радиальные шарикоподшипники №206  по ГОСТ 8338-75, имеющие d=30 мм, D=62 мм, В=16 мм, С=19,5кН.

 

Расчетная схема ведущего вала

 

 

 

 

 

9.2 Ведомый вал.

Расстояние между серединой  подшипника и серединой колеса:

l₂=53 мм.

Расстояние между серединой  подшипника и серединой звездочки:

L₄=65 мм.

Нагрузка на вал от цепной передачи F_в=522H.

Составляющие этой нагрузки

F_вх = F_ву = F_в·sinγ = 522·sin45⁰ = 370H.

Реакции опор:

в плоскости xz

        (9.13)

                    

,   (9.14)

               Н

Проверка: R_x3+R_x4-(F_t+F_BX)=570,6+1394,4-(1595+370)=0  (9.15)

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

           Н·м                        (9.16)

           Н·м                          (9.17)

в плоскости yz

H   (9.18)

  (9.19)

Проверка: R_y3+F_ву-(F_r+ R_y4)=185+370-(590+45)=0                        (9.20)

 

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

  _(9.21)

   _(9.22)

Строим эпюру крутящих моментов:

М_кр=Т₂=139,6Н·м

Определяем суммарные реакции  опор по формуле:

,       (9.23)

Н

    _(9.24)

Н.

Выбираем подшипник о более  нагруженной опоре 4.

Намечаем однорядные радиальные шарикоподшипники №308 по        ГОСТ 8338-75, имеющие d=40 мм, D=90 мм, В=23, С=41 кН, С₀=22,4кН, [4,c.401]

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку Р_э , Н для наиболее нагруженного подшипника по формуле:

,    (9.25)

где v - коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника, V=1;

 K_б - коэффициент безопасности, учитывающий характер приложенной к подшипнику внешней нагрузки, K_б = 1,3;

K_T - температурный коэффициент учитывающий рабочую температуру подшипника, K_T = 1.

 Н.

Определяем расчетную долговечность подшипника L, млн. оборотов по формуле:

, 

где С - динамическая грузоподъемность подшипника, С=41кН;

млн.об.

Определяем долговечность подшипника L_h, ч, по формуле:

,

где [L_h] - допустимая долговечность подшипника, [L_h]=10000ч;

>10000ч.

Условие долговечности подшипника выполняется. Принимаем шарикоподшипник  №308 по ГОСТ 8338-75, имеющие d=40; D=90 мм; B=23 мм.

Расчетная схема ведомого вала

 

11. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному  циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в  определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

11.1 Ведущий вал

Материал вала – сталь 45 нормализованная; s_в = 570 МПа.

Пределы выносливости s_-1 = 0,43×570 = 245 МПа и

t_-1 = 0,58×245 = 142 МПа.

Момент сопротивления кручения нетто сечения вала W, мм³ [4, с 311]:

, (11.1)

мм³

, (11.2)

 МПа.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям S_τ, МПа

[4, с 311]:

, (11.3)

где =1,5; =0,83; =0,1.

 МПа.

Следовательно, прочность вала обеспечена.

11.2 Ведомый вал

Материал вала – сталь 45 нормализованная; s_в = 570 МПа. Пределы выносливости s_-1 = 0,43×570 = 245 МПа и t_-1 = 0,58×245 = 142 МПа.

Сечение под звездочкой цепной передачи. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитываем только на кручение. Крутящий момент Т₂=139,5Н·м.