Разработка привода пластинчатого конвейера

       (3.2)

Допускаемые напряжения изгиба:

     (3.3)

где         

3.Задаемся коэффициентом ширины колеса

          (3.4)

4.Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности:

        (3.5)

Ориентировочно  коэффициент нагрузки принимаем r=1.3

                (3.6)

Принимаем А=140мм. 

4.Определяем ширину колеса

мм        (3.7)

шестерни

мм         (3.8) 
 

5.Нормальный модуль зацепления принимаем из условия

По ГОСТ 9563-60 принимаем

6.Зная межосевое расстояние и модуль, определяем суммарное число зубьев:

         (3.9)

Число зубьев шестерни:

3 принимаем 13      (3.10)

Число зубьев колеса:

принимаем 127      (3.11)

7.Определяем параметры зубчатых колес:

шестерня

мм        (3.12)

мм         (3.13)

мм        (3.14)

колесо

мм        (3.15)

мм        (3.16)

мм        (3.17) 

8. Уточняем значение коэффициента нагрузки, для чего определяем окружную скорость:

         (3.18)

  Коэффициент нагрузки соответствует выбранному ранее при данной

  окружной  скорости и твердости. Принимаем 8-ю степень точности. 

9.Действительные контактные напряжения при принятых размерах равны:

 

10. Проверяем прочность зубьев по напряжениям изгиба

         (3.19)

11. Коэффициент  формы зуба у выбираем из  табл.9.2 по приведенному числу зубьев.

      уш=0,371      

      ук=0,482      

Определяем менее  прочное звено по произведению

Из приведенного расчета следует, что расчет нужно  вести по шестерни.

 

Перерасчет не требуется т.к. определяющим для  закрытых передач является контактная прочность. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4.Оценка  диаметра и разработка  конструкции валов  редуктора, анализ  тихоходного вала. 

    Произведём  расчёт быстроходного вала:

    Определим выходной конец вала:

     ,         (4.1)

    где T₁=27,5 Нм

      мм

    Делаем  шестерню заодно с валом, диаметр вала под подшипники мм. Диаметр под шестерню мм.

    Рассчитаем  промежуточный вал:

    Диаметр ступени для установки на неё  колеса:

    

,         (4.2)

    где T_пр=211 Нм

     мм

    Принимаем d_к=45 мм. Диаметр буртика для упора колеса d_бк=60 мм. Диаметр участков для установки подшипников d_п=50 мм. Диаметр под колесо тихоходной ступени d_ш= 55мм. Шестерню делаем заодно с валом

 Диаметр под  шестерню  мм.

    Рассчитаем  приводной вал:

    Диаметр вала под полумуфту:

     ,

    где T_пр=1844 Нм

     мм

    Принимаем d_к=75 мм.

    Расчёт  тихоходного вала описываем подробно.

    Назначаем материал: Сталь 45.

    Термообработка: нормализация.

    Из  таблицы 8.8 стр. 162 находим:

      МПа

      МПа

    Определяем  диаметр выходного конца вала (минимальный):

    

мм,  где  Мпа   (4.3)

    Выбираем  диаметры вала:

    d=75 мм – диаметр в месте посадки муфты

    d_п=80 мм – диаметр в месте посадки подшипников

    d_к=85 мм – диаметр в месте посадки колеса 
 
 
 

Усилия в зацеплении:

Окружная сила:

                       Ft=2*1000Т/d=2000*1912/254= 15055Н    (4.4)

Радиальная  сила:

                             (4.5)

где -угол профиля.

Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой

Определяем расстояние между опорами (табл. 3.2, с.8, [4]):

                                                                                           (4.6)

где l_ст=60 мм – длина ступицы                                      

    x=25 мм – зазор между колесом и внутренними стенками корпуса 

    f=l3=90мм – расстояние между опорой и концом выходного вала

    w=60мм – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников 

    Получаем:

                    мм

                     

      Определяем  реакции вертикальной плоскости 

    

.        (4.7)

      Н.      

    

.          (4.8) 

      Н.  

           Проверка:

     А_y+ В_y - F_r=2739,5+2740,5 - 5480=0 

      Изгибающие  моменты в вертикальной плоскости 

             Н мм.     

             Н мм .     

      Определяем  реакции в горизонтальной плоскости

          

  .       (4.9)

                        

   Н.     

    

   .     

   Н.    

Знак (-) показывает, что реакция В_х на схеме направлена в противоположную сторону.

      Изгибающие  моменты в горизонтальной плоскости 

                

Н мм.    (4.10)  

                

Н мм.    (4.11) 

      Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном  сечении (там, где посажено колесо)

     Н мм.       (4.12) 

      Суммарные реакции в опорах 

                

Н    (4.13) 

             Н             (4.14) 
 

 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рисунок 1. Тихоходный вал цилиндрической прямозубой передачи.

 

      Расчет на прочность проверим по наиболее опасному сечению, т.е. по сечению вала в месте посадки колеса.

      Принимаем материал вала сталь  45.

          Пределы выносливости стали 45:

     при изгибе  σ_-1≈0,43σ_в=0,43×610=260 МПа.   при кручении τ_-1≈0,58σ_-1=0,58×260=150 МПа.   

     Нормальные  напряжения для сечения под зубчатым колесом 

    

,       (4.15) 

     где  W– момент сопротивления;

        М_u = 1158487 Н мм – максимальный суммарный изгибающий момент;

    - амплитуда переменной составляющей цикла напряжений. 

          

 .     (4.16) 

      Для вала d=85 мм по ГОСТ 8788 ширина канавки b=22 мм, глубина канавки t=15 мм, тогда

             мм³. 

              сfw.

     Касательные напряжения от нулевого цикла

    

 МПа     (4.17) 
 

    где  W_к – момент сопротивления при кручении 

      мм³  

             МПа. 

     Эффективные коэффициенты концентрации напряжений

     

       Масштабные факторы для вала.

     

     Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей:

     

   Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям  определяем по формуле:

    

.      (4.18)  

     Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяем по формуле

    

.    (4.19) 

     Коэффициент запаса прочности определяем по формуле 

    

> [s].     (4.20) 

     где  [s] = 1,5 – допустимый коэффициент безопасности.

     Таким образом, прочность и жесткость обеспечена. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    5.Подбор  и анализ шпонок 

    Для закрепления деталей на валах  редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. Расчётную длину округляем до стандартного значения, согласуя с размером ступицы.

    Выбранные шпонки проверяем на смятие по формуле 6.1 (с. 88, [1]):

    

        (5.1)

    Проверяем шпонки, установленные на быстроходном валу:

      Мпа

     - проверочное напряжение на  смятие шпонки, расположенной на  быстроходном валу, соединяющей  вал с полумуфтой.

     - напряжение на смятие шпонки расположенной на промежуточном валу крепящей колесо.