Привод к ленточному конвейеру

Параметр  выбираем по таблице 6.3 [2]. При расчете прямозубых конических колес при коэффициенте ширины зубчатого венца:

K_HB=b/Re=0.285

,        

- передаточное число рассчитываемой передачи

Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /4.стр.22/ при  и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки ; .

Значения  коэффициентов  и выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.

Окружную скорость определяем по формуле 5.4 /4.стр.23/

,         

где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, 1/мин;

- вспомогательный коэффициент;

- момент на колесе рассчитываемой пары, Нм.

По табл.5.1. /4.стр.23/  принимаем 

м/с

Назначаем 7-ю  степень точности. Но при расчете  прямозубых конических передач степень  точности условно принимается на одну больше фактической, т.е. если колеса 7-й степени точности, то динамические коэффициенты выбираем по 8-й степени точности.

Следовательно (табл. 5.3,[2]); (таблица 5.4,[2]).

.

3.5 Расчет передач по контактным  напряжениям

Основной  критерий работоспособности и расчёта  – контактная выносливость рабочих  поверхностей зубьев. Из условий контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев определяем диаметр внешней  делительной окружности колеса, мм:

_,        

_где - крутящий момент на валу колеса, _; - допускаемое контактное напряжение, _;

мм

Полученное значение округляем до ближайшего большего по ГОСТ 12289-76 (таблица 2.2 [3]), создание которого объясняется достижением возможности централизованного изготовления заготовок. Таким образом, получаем =200 мм.

Определяем  модуль на внешнем делительном конусе

Предварительно зададим число  зубьев шестерни и определим число зубьев колеса.

  внешний окружной модуль  

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям:

 

 Н/мм²

Н/мм².

 

3.5.1 Определение основных размеров  и сил зацепления

Таблица 3.3 Основные размеры и силы зацепления

Наименование	Формула	Постановка и вычисление
Число зубьев шестерни		23
Число зубьев колеса		57
Модуль зацепления		3,5
Внешний делительный диаметр
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние, мм
Длина зуба, мм

 

 

Продолжение таблицы 3.3

Среднее конусное расстояние
Средний окружной модуль, мм
Средний делительный диаметр, мм
Внешняя высота головки зуба, мм
Угол головки зуба
Угол ножки зуба
Внешний диаметр вершин, мм
Окружная сила
Радиальная сила на колесе (осевая на шестерне), Н

 

 

Продолжение таблицы 3.3

Осевая сила на колесе (радиальная на шестерне), Н

 

3.5.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

_,      

где - коэффициент прочности зуба, выбираемый по табл. 6.4 [2] в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

- углы делительных конусов

Принимаем

Принимаем

Принимаем ;

 

 

4.Ориентировочный  расчет валов и выбор подшипников

4.1. Ориентировочный расчет валов

Рис.4.1 Эскиз вала 1

 

 ,                                                  

где - вращающий момент на быстроходном валу;

_{. Принимаем dВ1=32 мм.}

,

где - высота заплечника цилиндрического конца вала (таблица 12.1 [1]);

=3,5мм.

Принимаем d_БВ1=32 мм.

, принимаем

d_Р1=М36×1,5 - диаметр резьбовой части гайки;

d_П1=40 мм;

 ,

_где - координата фаски подшипника, мм (таблица 12.1 [1]);

=2 мм;

d_БП1=40+6=46 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис.4.2 Эскиз вала 2

 

;

,

Где t_цил- высота заплечника (таблица 12.1 [1]);

 

,

Где r - координата фаски подшипника, мм (таблица 12.1 [1]);

мм

,

где f - размер фаски колеса (таблица 12.2 [1]);

мм

Принимаем d_БК2 =42.

 

 

 

 

4.2.Предварительный выбор подшипников

По расчетам, проведенным в п. 4.1 выбираем подшипники роликовые радиально-упорные  конические однорядные повышенной грузоподъёмностью (из ГОСТ 27365-87).

Рисунок 4.3 Эскиз подшипника

 

Таблица 4.1

 

Вал	Тип	Обозначение	d	D	B	с	T	Сr,кН	C0r,кН
1	Роликово-конические	7208А	40	80	18	16	20	58,3	40
2		7207А	35	72	17	15	18,5	48,4	32,5

 

 

4.3 Предварительный выбор муфт

 

Исходя из условий работы данного  привода, выбираем упругую втулочно-пальцевую  муфту (таблица К 21 [4]).

 

Рисунок 4.4 Эскиз  муфты

 

Таблица 4.2

Вал	Тип			L	D
1	МУВП	32	32	121	140

 

 

5.Конструктивные размеры зубчатых колес

                                               

Рис. 5.1 Эскиз конического колеса

- ширина торцов зубчатого венца

 мм; Принимаем S=9;

- диаметр ступицы колеса

мм; Принимаем мм

- толщина диска

- длина ступицы

мм;

 

 

 

 

6.Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

Рисунок 6.1

мм – диаметр резьбы

мм; Принимаем мм;

, где d – диаметр винта крепления крышки и корпуса редуктора.

мм; Принимаем мм;

Толщина стенки корпуса и крышки  редуктора:

мм;

 мм; Принимаем мм;

P= 2,5 – толщина фланцев корпуса и крышки

P=2,5 10= 25;

Ширину К  фланца выбирают из условия свободного размещения головки винта и возможности  поворота ее гаечным ключом на угол . Винт заворачивают в резьбовое отверстие корпуса.

 

мм;

a = 8..12 мм - расстояние между стенками корпуса и зубчатыми колёсами; Принимаем a = 10 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7.Проверка долговечности подшипников.

7.1.Пространственная  схема механизма. 

                                                                                                                                                                                                                                            

             

                                  

Рис.7.1. Пространственная схема сил   

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 7.2 Эпюры моментов

 

7.2.Определение реакций опор (a=75, b=61.14, c=26)

 

Составляем  уравнения моментов и определяем реакции в опорах.

Плоскость YOZ:

;

     

                       

Проверка:

,

 Проверка выполняется.

Рассмотрим  проекции сил в плоскость ZOX:

; ;

Н

; ;

Н.

Проверка:

,

; Проверка выполняется.

Суммарные реакции опор:

Н

Н

 

7.3  Расчет подшипников на долговечность

Расчётная долговечность  в часах:

,

где C_r- базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н; P_экв- эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н; m=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников; n – частота вращения вала.

где R_r, R_a- осевые и радиальные силы, действующие на подшипниках;

K_ϭ - коэффициент безопасности 1,2…1,6; K_T - температурный коэффициент при температуре до 100 =1.

 

 

 

 

 

 

Вал 1:

Рис.7.3  Схема установки и нагружения подшипников врастяжку

 

Определяем осевые составляющие от действия радиальных сил  и :

Н

Н,

где  e = 0,37– коэффициент осевого нагружения

R_A, R_B - суммарные реакции опор;

Суммарные осевые реакции опор:

Принимаем, , тогда из условия равновесия вала:

A=R_Aa/VR_r; R_r=(R_A,R_B)

 Следовательно,

 Следовательно,

Для принятых подшипников по таблице 24.16 [П.Ф.Дунаев] находим X,Y: X=0,4; Y=1,6; V=1.

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:

Н Н

Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при  (вероятность безотказной работы 90%), (обычные условия применения).

 ч.

Расчётная долговечность должна отвечать условию:

,

t = 12264 ч.

Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 7208А пригодны.

7.4 Определение реакций опор  выходного вала и построение  эпюр

7.2.1 Опорные реакции вала (a=51, b=59, c=86)

Составляем уравнения моментов и определяем реакции в опорах.

Плоскость YOZ:

;           

 

Проверка:

:

,

.

Проверка выполняется.

Плоскость XOZ:

;

  Н.

 

;

Н.

Проверка:

,

.

Проверка выполняется.

Суммарные радиальные реакции опор:

Н;

Н.

       

Рис.7.3  Схема установки и нагружения подшипников враспор.

 

Определяем осевые составляющие от действия радиальных сил  и :

Н

Н

где  e = 0,37  – коэффициент осевого нагружения.

Суммарные осевые реакции опор:

Тогда из условия равновесия вала:

A=R_Aа/VR_r ; R_r=(R_A,R_B)

Следовательно,

  Следовательно,

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:

Н

Н

Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при  (вероятность безотказной работы 90%), (обычные условия применения).

ч.

Так как расчетный ресурс больше требуемого: подшипники 7208А выбраны правильно.

 

8.Проверка прочности шпоночных  соединений.

Расчет проводим по напряжениям  смятия:

Рис. 8.1 Эскиз  шпонки

,   Н/мм²

где - вращающий момент, Н мм; - диаметр вала, мм; - глубина врезания шпонки в паз вала, мм; - высота шпонки, мм; - длина шпонки, мм; - ширина шпонки, мм.

Размеры , ,  принимаем по табл.24.29 /3.стр.476/.

Длину шпонки принимаем на 8-10 мм меньше длины ступицы колеса и уточняем по стандартному ряду.

Проверочный расчет шпонки под муфтой ГОСТ 23360-78

Проверочный расчет шпонки ГОСТ 23360-78 на валу 2-3

 

Проверочный расчет шпонки ГОСТ 23360-78 на конце вала 2-3

  .

 

9.Выбор  посадок деталей редуктора.

Посадки конических зубчатых колес  на валы – H7/r6

Стаканы и распорные втулки- Н7/h6

Книжки торцевые в корпусе- Н7/h8