Проект привода ленточного транспортера

 

- коэффициент,  учитывающий наклон зуба для  прямозубых колес

 

- коэффициент,  учитывающий распределение нагрузки  между зубьями для прямозубых  колес

 

- коэффициент  неравномерности нагрузки по  длине зуба для прирабатывающих  зубьев колес

 

 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (его значение выбирают по табл. 4.3[3])

 

условие прочности  выполняется

 

 

- коэффициент  формы зуба шестерни, определяется  по табл. 4.4[3] интерполированием

 

условие прочности  выполняется

 

При проверочном  расчете  получилось значительно меньше , что допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Табличный ответ  к задаче 4. (табл. 4.1)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проектный расчёт
Параметр		Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние аω		140		Угол наклона  зубьев β			0
Модуль зацепления m		2,5		Диаметр делительной  окружности:
Ширина зубчатого  венца:				шестерни d1 колеса d2			67,5 213
шестерни b1 колеса b2		43 39
Числа зубьев:				Диаметр окружности вершин:
шестерни z1 колеса z2		27 85		шестерни dа1 колеса da2			72,5 217,5
Вид зубьев		прямозубая передача		Диаметр окружности впадин:
				шестерни df1 колеса df2			61,3 206,3
Проверочный расчёт
Параметр			Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения σ			571		563	%
Напряжения изгиба			196		82	%
			288		216	%

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.  РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1  ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

 

1. Определяем шаг цепи:

 

- коэффициент  эксплуатации, который представляет  собой произведение пяти поправочных  коэффициентов, учитывающих различные  условия работы передачи (по табл. 5.7[3])

- динамичность  нагрузки

- способ смазывания (капельный)

- коэффициент  положения передачи (горизонтальное  расположение)

 – коэффициент  регулировки межосевого расстояния (регулировка передвигающимися опорами)

 – коэффициент  режима работы (двухсменная работа)

 

 – число рядов цепи

 

- число зубьев  ведущей звездочки

 

 – допускаемое  давление в шарнирах цепи, зависит  от частоты вращения ведущей  звездочки, ожидаемого шага цепи (выбирается интерполированием из  табл. 5.8[3])

 

 

Полученное значение шага р округляем до ближайшего стандартного по табл. К32[3]

 

 

2. Определяем число зубьев ведомой звездочки:

 

 

3. Определяем фактическое передаточное число:

 

 

Проверяем его  отклонение от заданного *

 

Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 4% следовательно, норма отклонения передаточного  числа  выполняется.

 

4. Определяем оптимальное межосевое расстояние:

Из условия  долговечности цепи

 

 

тогда межосевое  расстояние в шагах:

 

5. Определяем число звеньев цепи:

 

 

Полученное значение округляем до целого четного числа

мм

6. Уточняем межосевое расстояние в шагах:

 

 

 

 

Полученное значение не округляем до целого числа

7. Полученное значение а не округлять до целого числа. Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0.01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0.005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние .

 

8. Определяем длину цепи:

 

 

9. Определяем диаметры звездочек:

диаметры делительных  окружностей:

 

 

 

 

диаметры окружностей выступов и впадин:

 

 

 

- коэффициент  высоты зуба

 

- коэффициент  числа зубьев

 – коэффициент числа зубьев

 

- геометрическая  характеристика зацепления (здесь  - диаметр ролика шарнира цепи см. табл. К32[3])

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

1. Проверяем частоту вращения меньшей звездочки:

 

 

 

условие выполняется

 

2. Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек:

 

 

 

 

 

условие выполняется

 

3. Определяем фактическую скорость цепи:

 

 

4. Определяем окружную силу, передаваемую цепью:

 

 

 

5. Проверяем давление в шарнирах цепи:

 

 

 – площадь проекции опорной поверхности шарнира

 

 

условие выполняется

6. Проверяем прочность цепи:

 

 - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей (см. табл. 5.9[5])

 - расчетный коэффициент запаса прочности

 

- разрушающая  нагрузка цепи, зависит от шага  цепи и выбирается по табл. К32 [5]

 

-предварительное  натяжение цепи от провисания  ведомой ветви

- коэффициент  провисания для горизонтальных  передач

- масса 1м цепи (по табл. К32[5])

- ускорение свободного  падения

 

 – натяжение цепи от центробежных сил

 

 

условие выполняется

 

7. Определяем силу давления цепи на вал:

 

 

- коэффициент  нагрузки вала (см. табл. 5.10[5])

 

 

8. Расчетное окружное усилие в передаче:

 

 

 

 

 

Табличный ответ  к задаче 5. (табл. 5.1)

 

Проектный расчёт
Параметр	Значение		Параметр		Значение
Тип цепи	ПР-25,4-6000-		Диаметр делительной  окружности звёздочек:
Шаг цепи р	25,4		ведущей ведомой		122,17 827,01
Межосевое расстояние а	650
			Диаметр окружности выступов звёздочек:
Длина цепи l	2997,2
			ведущей ведомой		134,83 839,7
Число звеньев  lр	118
Числа зубьев:			Диаметр окружности впадин звёздочек:
шестерни z1 колеса z2	15 102
			ведущей ведомой		116,28 824,16
Сила давления цепи на вал , Н	2317,31
Проверочный расчёт
Параметр		Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Частота вращения ведущей звёздочки		590,95		130,1	условие проверочного расчета выполняется
Коэффициент запаса прочности S		7,8		22,28	условие проверочного расчета выполняется
Давление в  шарнирах цепи		30,1		21,02	условие проверочного расчета выполняется

 

6. РАСЧЕТ НАГРУЗОК ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1 СИЛОВАЯ СХЕМА НАГРУЖЕНИЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

Силовая схема  нагружения валов имеет целью  определить направление сил в  зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач  и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих  моментов и угловых скоростей  валов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА
1. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ВАЛОВ

 

В проектируемых  редукторах рекомендуется применять  термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

материал валов - сталь 45- нормализованная

(по табл. 3.3[1])

 

 

 

2.  ВЫБОР ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ НА КРУЧЕНИЕ

 

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, т.е. при этом не учитывается напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета, допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: . При этом меньшие значения - для быстроходных валов, большие - для тихоходных.

 

 

 

3.    ОПРЕДЕЛЕНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ СТУПЕНЕЙ ВАЛОВ

 

Редукторный вал  представляет собой ступенчатое  цилиндрическое тело, количество и  размеры ступеней которого зависят  от количества и размеров установленных  на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени  вала: ее диаметр d и длину l. (см. табл. 7.1[3])

 

Диаметр выходного  конца вала редуктора определяем по формуле:

 

 

 

где [τ] – допускаемое напряжение кручения.

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 2 - результаты предварительного расчета валов.

 

Параметр	Вал
	1	2	3
Диаметр выходного  конца, мм.	25	-	50
Диаметр участка  вала под уплотнение, мм	28	36	55
Диаметр вала под  подшипник, мм.	30	40	60
Диаметр вала в  опасном сечении под шестерней, мм.	36	45	63

 

Определяем размеры  ступеней валов по формулам из таблицы 7.1 [3].

 

Определяем диаметр  вала под уплотнение:

 

 

 

где t - высота буртика. Принимаем по таблице 30 [2] t = 3 мм

 

 

 

Длину участка  вала под уплотнение определяем по формуле:

 

 

 

 

 

Конструктивно принимаем  диаметр вала под подшипник:

 

 

 

Диаметр вала под  колесо определяем по формуле:

 

 

 

 

где r – фаска подшипника. Принимаем по таблице 30 r = 3, тогда:

 

 

 

Длину участка  вала под колесо принимаем конструктивно  исходя из эскизной компоновки и геометрического  расчета второй цилиндрической передачи:

 

 

 

Определяем величину фаски ступицы по формуле:

 

 

 

где f – фаска ступицы. Принимаем по таблице 30 f = 2 мм, тогда:

 

 

 

 

Рисунок 4 – Типовая конструкция тихоходного вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ

 

Выбор наиболее рационального  типа подшипника для данных условий  работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Предварительный выбор подшипников для каждого  из валов редуктора (по табл. К27[3]):

 

быстроходный  вал:

в качестве опор вала намечаем подшипники шариковые радиальные однорядные 212 ГОСТ 8338-75 с размерами:

 

 

 

 

 

 

 

промежуточный вал:

в качестве опор вала намечаем подшипники 208 ГОСТ 8338-75

тихоходный вал:

d = 40мм

D = 80мм

B = 18мм

r = 2мм

= 32кН

C_0r = 17,8кН

 

в качестве опор вала намечаем подшипники шариковые  радиальные однорядные 206 ГОСТ 8338-75 с  размерами:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ НА СТАТИЧЕСКУЮ И УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ

 

Данный расчет валов выполняем на ЭВМ в программе  «Расчет валов и опор». Данные расчета представлены ниже:

7.5.1. Быстроходный вал: