Привод цепного транспортера

Коэффициент смещения колеса x_e2 = - x_e1 = - 0,27.

Внешние диаметры шестерни и колеса:

Делительный диаметр шестерни .

 мм.

Делительный диаметр  колеса .

 мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни .

 мм.

Диаметр вершин зубьев колеса .

 мм.

Диаметр впадин зубьев шестерни .

 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса .

 мм.

Средний делительный  диаметр шестерни и колеса

; .

мм;

 мм.

3.2 Проверочный расчет конической зубчатой передачи

 

Проверка контактных напряжений

,

где F_t – окружная сила в зацеплении, ;

 Н;

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес и колес с круговыми зубьями K_Hα = 1 [3];

K_Hβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев K_Hβ = 1 [3];

K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K_Hυ = 1,11 [3].

 Н/мм² < [σ]_H = 514,3 Н/мм².

Условие выполнено.

Проверка напряжений изгиба зубьев колеса

,

где K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес K_Fα = 1 [3];

K_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев K_Fβ = 1 [3];

K_Fυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K_Fυ = 1 [3];

Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса, Y_F2 = 3,67 [2];

Y_β – коэффициент наклона зуба, для прямозубых колес Y_β = 1.

 Н/мм² < [σ]_F2 = 255,96 Н/мм².

Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни .

 Н/мм² < [σ]_F1 = 194,07 Н/мм².

Условия выполнены.

 

4 РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Проектный расчет ременной передачи

 

Диаметр ведущего шкива

,

где δ – толщина ремня, δ = 2,8 мм.

 мм.

Принимаем d₁ = 200 мм.

Диаметр ведомого шкива

,

где u – передаточное число открытой передачи, u = 3.

ε – коэффициент скольжения, ε = 0,01…0,02.

 мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда d₂ = 630 мм.

Фактическое передаточное число  ; .

Ориентировочное межосевое  расстояние ;

 мм.

Расчетная длина ремня  ;

 мм.

Принимаем по стандарту 4000 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния по стандартной длине, мм

;

Угол обхвата ремнем ведущего шкива  ;

.

Скорость ремня

,

где d₁ – диаметр ведущего шкива;

n₁ – частота вращения ведущего шкива;

[υ] – допускаемая скорость, [υ] = 35 м/с.

м/с < [υ] = 35 м/с.

Частота пробегов ремня

,

где [U] – допускаемая частота пробегов, [U] = 15 с^-1;

l – стандартная длина ремня, м.

 с^-1 < [U] = 15 с^-1.

Окружная сила, передаваемая ремнем

,

где P_ном – номинальная мощность двигателя, кВт;

υ – скорость ремня, м/с.

 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

,

где [k₀] – допускаемая приведенная удельная окружная сила;

С – поправочные коэффициенты.

 Н/мм².

Ширина ремня  ;

 мм. Принимаем b = 90 мм.

Площадь поперечного  сечения ремня  ; мм².

Сила предварительного натяжения ремня

,

где σ₀ – предварительное натяжение.

 Н.

Сила натяжения ведущей  ветви  ;

 Н.

Сила натяжения ведомой  ветви  ; Н.

Сила давления ремня  на вал

,

где α₁ – угол обхвата ремнем ведущего шкива.

 Н.

4.2 Проверочный расчет ременной передачи

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей  ветви

,

где σ₁ – напряжения растяжения, ;

 Н/мм²;

σ_и – напряжения изгиба, ; Н/мм²;

σ_υ – напряжения от центробежных сил, ;

 Н/мм²;

[σ]_p – допускаемое напряжение растяжения, [σ]_p = 8 Н/мм².

 Н/мм² < [σ]_p = 8 Н/мм².

 

5 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

Окружная сила:

- на колесе  ;

 Н;

- на шестерне  ;

 Н.

Радиальная сила:

- на колесе  ;

 Н;

- на шестерне  ; .

;

 Н.

Осевая сила:

- на колесе  ;

 Н;

- на шестерне  ; .

 Н.

 

Рисунок 2 – Схема сил в зацеплении конической передачи

 

 

 

 

 

 

6 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

 

Быстроходный вал. Ступени:

- под шкив ременной передачи ,

 мм, примем d₁ = 28; мм;

- под уплотнение крышки  с отверстием и подшипник

;

 мм – принимаем d₂ = 30 мм;

- под шестерню  ;

 мм, примем значение d₃ = 36 мм;

- под подшипник  ;

 мм.

 

Рисунок 3 – Эскиз быстроходного вала

 

Тихоходный вал. Ступени:

- под полумуфту , ;

 мм, примем d₁ = 48 мм; мм;

- под уплотнение крышки  с отверстием и подшипник

;

 мм – округляем d₂ = 55 мм;

- под колесо ;

 мм, примем стандартное значение d₃ = 63 мм;

- под подшипник , l₄ – ширина подшипника;

 мм;

- упорная  ;

 мм, примем стандартное значение d₅ = 71 мм.

 

Рисунок 4 – Эскиз тихоходного вала

6.2 Предварительный выбор подшипников качения

 

Для быстроходного вала выбираем подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные легкой серии

7206 ТУ37.006.162-89.

d = 30 мм, D = 62 мм, B = 17,5 мм, r = 1,5 мм, С_r = 29,8 кН, С_0r = 22,3 кН.

Для тихоходного вала выбираем подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные легкой серии

7216 ТУ37.006.162-89.

d = 55 мм, D = 100 мм, B = 23 мм, r = 2,5 мм, С_r = 57,9 кН, С_0r = 46,1 кН.

 

7 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА НА ИЗГИБ И КРУЧЕНИЕ

7.1 Расчет быстроходного вала

 

Исходные данные для  расчета:

Силовые факторы:

- силы в зацеплении  Н, Н, Н;

- консольные силы  Н.

Геометрические параметры:

- длины участков l_б = 80 мм, l_оп = 40 мм; l₁ = 32 мм;

- средний делительный диаметр d₁ = 58,74 мм.

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости.

; .

;

Н

; .

;

Н

Проверка: - верно.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости.

; .

;

 Н.

; .

;

 Н.

Проверка: - верно.

Суммарные радиальные реакции:

;

 Н.

;

 Н.

 

 

Изгибающие моменты  в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость:

- под подшипником A ; Нм;

- под подшипником B ;

Нм;

- под шестерней ; Нм.

Горизонтальная плоскость:

- под подшипником A M_иА = 0 Нм;

- под подшипником B ; Нм;

- под шестерней M_и = 0 Нм.

Суммарный изгибающий момент под подшипником B ;

 Нм.

Опасное сечение находится  под подшипником B.

 

Рисунок 5 – Расчет быстроходного вала

7.2 Расчет тихоходного вала

 

Исходные данные для  расчета:

Силовые факторы:

- силы в зацеплении Н, Н, Н;

- консольные силы ; Н. Н.

Геометрические параметры:

- длины участков l_б = 164 мм, l₁ = 112 мм; l₂ = 52 мм; l_м = 122 мм;

- делительный диаметр d₂ = 291,14 мм

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости.

; .

;

 Н.

; .

;

 Н.

Проверка: - верно.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости.

; .

;

 Н.

; .

;

 Н.

Проверка: - верно.

Суммарные радиальные реакции:

; Н.

; Н.

Изгибающие моменты  в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость:

- под подшипниками С и D M_и = 0 Нм;

- под колесом

; Нм;

; Нм.

Горизонтальная плоскость:

- под подшипником D M_и = 0 Нм;

- под подшипником C ; Нм;

- под колесом ; Нм.

Суммарный изгибающий момент под колесом ;

 Нм.

Опасное сечение находится  под подшипником C.

 

Рисунок 6 – Расчет тихоходного вала

 

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

8.1 Проверка подшипников быстроходного вала

 

Подшипники 7206 ТУ37.006.162-89.

Коэффициент осевого  нагружения [3]: e = 0,36.

Осевые составляющие радиальных нагрузок:

; Н.

; Н.

Осевые нагрузки подшипников:

; Н.

; Н.

Для подшипника A: > e.

Эквивалентная нагрузка

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

X – коэффициент радиальной нагрузки; X = 0,4 – для однорядных подшипников;

R_r – суммарная радиальная реакция подшипника;

Y – коэффициент осевой нагрузки; Y = 1,65;

R_a – суммарная осевая реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

 Н.

Для подшипника B: < e.

,

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

R_r – суммарная реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

 Н.

Более нагруженным подшипником  является подшипник B.

Расчетная динамическая грузоподъемность .

 Н < С_r = 29800 Н – условие выполнено.

Базовая долговечность  подшипника .

 ч > L_h = 8000 ч – условие выполнено.

8.2 Проверка подшипников тихоходного вала

 

Коэффициент осевого  нагружения [3]: e = 0,41.

Осевые составляющие радиальных нагрузок:

; Н.

; Н.

Осевые нагрузки подшипников:

; Н.

; Н.

Для подшипника С: > e.

Эквивалентная нагрузка

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

X – коэффициент радиальной нагрузки; X = 0,4 – для однорядных подшипников;

R_r – суммарная радиальная реакция подшипника;

Y – коэффициент осевой нагрузки; Y = 1,46;

R_a – суммарная осевая реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

 Н.

Для подшипника D: < e.

,

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

R_r – суммарная реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

 Н.

Более нагруженным подшипником  является подшипник D.

Расчетная динамическая грузоподъемность .

 Н < С_r = 57900 Н – условие выполнено.

Базовая долговечность подшипника .

 ч > L_h = 8000 ч – условие выполнено.

 

9 КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА

9.1 Конструирование зубчатого колеса

 

Коническое колесо

Обод:

- диаметр d_ae = 340 мм;

- толщина ; мм;

- ширина b₂ = 50 мм.

Ступица:

- диаметр внутренний d = 63 мм;

-диаметр наружный  ; мм;

- толщина  ; мм;

- длина  ; мм.

Диск:

- толщина  ; мм. Принимаем С = 13 мм.

 

Рисунок 7 – Эскиз конического колеса

9.2 Конструирование корпуса редуктора

 

Толщина стенок корпуса  мм.

 мм.

Принимаем мм.

Для делительного диаметра колеса 340 мм принимаем следующие диаметры винтов (болтов):

M16 – фундаментные болты;

М14 – винты для соединения фланцев подшипниковых бобышек  корпуса и основания;

М12 – винты для соединения фланцев основания и крышки корпуса;

М6 – для крепления  торцовых крышек подшипниковых узлов  и крышки смотрового люка.

 

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

10.1 Проверочный расчет шпонок

 

Условие прочности

,

где F_t = 2T/d – окружная сила;

- площадь смятия;

[σ]_см – допускаемое напряжение на смятие, [σ]_см = 190 Н/мм².

Шпонка на быстроходном валу:

 Н/мм² ≤ [σ]_см – условие выполнено.

Шпонка на тихоходном валу под колесо: