Розрахунок і проектування привода стрічковий конвеєра

 

Выбор материалов :

	Материал Сталь	МПа		Твердость H		Термообработка
		GB	GT
Шестерня	40	687	392	192	228	Закалка 840-860
Колесо	45	587	333	170	217	Нормализация 850-870.

 

Допускаемые контактные напряжения

[ G_H] = ((2H_c+70)/1.1) ∙1

для шестерни 

[G_H]₃ =450 МПа

 колеса        

 

[G_H]₄ =510 МПа 

 

Допускаемые напряжения изгиба

[G_F] = G_F0×K_FC×K_FL/S_F,

где G_F0 – длительный предел выносливости при изгибе; S_F – коэффициент безопасности; K_FC – коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки;  K_FL – коэффициент долговечности:

для    шестерни  G_F0 = 454  [1, табл. 9.12], S_F =1,75[2, табл. 8.9],

K_FC = 1 [2, с. 151], К_FL=  1 [2, с. 151]

 

[G_F]₃ =(454×1×1)/1,75=259,43

                   

 колеса  G_F0 =470,    S_F =1,75,    K_FC =1,    K_FL= 1 

[G_F]₄ = (470×1×1)/1,75=268,5

 

Межосевое расстояние

                      а¢_{W 2}= 430×(u₂+1) ׳   мм,

где K_Hb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

y¢_ba – относительная ширина колеса ; [G_H] – расчетное допустимое напряжение: принимаем   y_ba =0,315    Тогда y¢_ba =0,4  , y_bd =  0,5×y¢_ba×(u₂+1)=0,5×0,4×(2,8+1)=0,76

K_Hb= 1,05 . [G_H] = 0,45([G_H]₃+[G_H]₄)=0,45×(450+510)=432

                                            Проверяем условие   [G_H] £ 1,23[G_H]_мин  

 Таким образом,

а¢_W2=430×(2,8+1) ׳ =130,7 мм.

           Принимаем   а_W2 = 125 мм  [2, c. 117].

  

Число зубьев

Шестерни    z₃ =20

колеса          z₄¢= z₃×u₂=20×2,8=56

                  принимаем z₄ = 56         .

 

 

Фактическое передаточное число

          u_2Ф = z₄ / z₃=56/20=2,8

 

Модули

Торцевой      m _t = 2× a_W2 /(z₃+z₄)=2×125/(20+56)=3,3

Нормальный  m = 3  мм   [I, табл. 9.5 ].

          

Угол² наклона зубьев

              сos b = m / m _t =  3/3,3=0,9 ,     b =  25.

_{Окружная  скорость в зацеплении}

V = p×m _t×z₃×n₂/(60×10³)= 3,14×3,3×20×828,16/(60×10³)=0,97  м×с^-1;

принимаем [I, табл. 9.10]    степень точности   К=  9  .

Размеры,  мм:

колеса 

d₄ = m_t×z₄=3,3×56=185 мм.

d_{a 4} = d₄ + 2m=185+2×3=191 мм.

d_{f 4} = d₄ – 2,5m=185-2,5×3=177,5 мм.

b¢₄ = y_ba× a_W2=0,4×125=50 мм.

принимаем   b₄ = b_W= 52  мм [I, табл. 12.1, Ra 40];

шестерни     

d₃= m_t×z₃=3,3×20=66 мм.

                      d_a3 = d₃ + 2m=66+2×3,3=59,4 мм.

                       d_{f 3} = d₃ – 2,5m=66-2,5×3,3=57,75 мм.

                         b¢₃ = b₂+(5…10)=52+(5…10)=57…62 мм.

принимаем   b₃ = 62 мм    [I, табл. 12.1, Ra 40].

 

Коэффициенты  перекрытия:  

e_b= b_W×sinb/ (p× m)=52×sin25/(3.14×3)=2,1

e_a=[1,88-3,2(z₃^-1 +z₄^-1)]×cosb =  [1,88-3,2( 23^-1 +65^-1)]×cos25=1.5

 

Силыв зацеплении, Н:

F_t = 2×10³ ×T_H2/d₃=2×10³×202,8/66=6145 Н.

    F_r = F_t×tga_n/cosb=6145×tg20/cos15=2170 Н.

                       F_a = F_t×tgb,=6145× tg25=2520 H.

где a_n = 20° - угол зацепления в нормальном сечении.

 

Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным напряжениям³

= ,

где  Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления; Z_M- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес; Z_e- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; K_Hn- коэффициент динамической нагрузки  в зацеплении; K_Hα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

 принимаем для некоррегированного  зацепления   Z_H=1.77cosβ =1.77×cos25=1.63 ;   для стальных колес   Z_M=275 МПа ^0,5          ;

для косозубых и шевронных  передач   Z_e= = =0.82   ;       при окружной скорости   V= 1.2   м×с^-1, степени точности K= 7   ,  K_Hν= 1.01       [2, табл. 8.3] ; при             V= 1  м/с и К= 9,  K_Hα=1.13     [2, табл. 8.7].

Таким образом,

                           = =447МПа =450МПа

Условие выполняется.

            

Проверочный расчет⁴ зубьев на выносливость при изгибе

 

,

где Y_F- коэффициент, учитывающий форму зуба; Y_b- коэффициент, учитывающий наклон зубьев; Y_e- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; K_Fb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки  по ширине венца;K_Fn- коэффициент динамической нагрузки;K_Fa- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

     принимаем  при коэффициенте смещения  X=0  

  z_n3= =20/cos³25=25,7; Y_F3=3.9;  z_n4= =56/cos³25=71,8;

Y_F4=3.6 [1,рис. 9.6 ]; Y_b=1- = 1-25/140=0.83  ; Y_e= =1/(0.95×1.5)=0.7;

K_Fb=1.1 [1, рис. 9.5];

 

Таким образом,

=260МПа

                       

 

 

 

 

 

 

 

 

Цепная передача.

Задано: мощность на ведущей звездочке P₃= 13,1кВт, частота вращения ведущей звездочки n₃= 295,77  мин^-1, передаточное число u₃, нагрузка⁵     , наклон к горизонту α= 0 °.

 

Число зубьев малой звездочки

z₅= 13    при u₃= 12    зубчатая цепь [1, табл. 11.4]  .    

Число зубьев большой звездочки

z₆=z₅u₃=13×12=156

принимаем z₆= 156   .

Коэффициент эксплуатации

К_Э=К_ДК_аК_НК_СК_РК_рег= 1,2×1 ×1×1 ×1×1,25=1,95  ,

где К_Д, К_а, К_Н, К_С, К_Р, К_рег – соответственно коэффициент динамической нагрузки, длины цепи, наклона передачи, смазки, режима работы и регулировки передачи:

  принимаем [1, с.260]  К_Д= 1,2   , К_а=1  , К_Н=  1 ,  К_С= 1, К_Р= 1 , К_рег=1,25.       

 

Среднее допустимое давление в шарнирах цепи при n= n₃≤  мин^-1[1, табл.11.7]

[q₀]= ∑q_ỉ /4 =  (30,9+29,4+28,1+25,7)/4=28,5 МПа.

 

Шаг цепи

= =36,8 мм,

где m _p - коэффициент рядности цепи; принимаем для             цепи m _p= [1, с.258] :

Выбираем [1, табл. 11.8]  цепь ПР-25,4-5000 с параметрами: шаг р=38    , ширина внутреннего звена В_ВН= 25,40  , диаметр оси d= 11,12  мм, погонная  масса     q= 5,50  кг/м, разрушающая нагрузка Q= 10000  H.

 

Средняя скорость цепи

=36,8∙13∙295,77/(60∙10³) =2,3м·с^-1.

 

Оптимальное межосевое  расстояние

а′ =(30…50) р =(30…50) ∙ 38=1104…1840  мм.

принимаем a′= 1104  мм.

Число звеньев цепи

= =160

принимаем w=160     [2, с. 257].

 

 

 

 

 

 

Межосевое расстояние

 

 330 мм.

 

С учетом провисания цепи а=(0.996…0.998) а′′=  (0,996…0,998)∙ 330=329…330 мм. 

Окончательно принимаем а= 330  мм.

Наибольшая допустимая частота⁶ вращения ведущей звездочки при р=36,8 мм,

  z₅= 13  , n_1max= 750  мин^-1 [1, табл. 11.3], что (больше, меньше) n₃.

 

Число ударов цепи

ν=z₅ n₃ /(30 w )= 13∙ 295,77/(30∙ 330)=0,38 с^-1

Окружная сила

1000∙13,12/2,3=5700 Н

 

Давление  в шарнирах цепи

q_t= F_t K_Э/(d B_ВН) = 5700∙1,95/(11,12∙25,4)=39,4МПа.

 

Натяжение цепи от центробежной силы

F_V= qV² =5,5∙2,3²=12,65 Н

Натяжение от провисания цепи

F_q= K_f q a g  = 5,5∙ 0,33∙ 0,35∙ 9,8=16,3 Н ,    

где K_f - коэффициент наклона передачи; при угле  α= 0; K_f = 2   [1, с. 262].

 

Расчетный коэффициент  безопасности

 10000/(1,2∙ 5700∙ 12,65∙ 16,3)=1,5        

что   меньше  [S]= 23    при n = n₃ =200  мин^-1 и   р=25,4 мм [1, табл. 11.11].

 

Нагрузка на валы звездочек

R=K_B F_t=1,3∙5700=7410 H,

где   K_B  - коэффициент нагрузки. При нагрузке и угле α = 0  ; K_B=1,3 [1, табл. 11.10].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Эскизная компоновка

 Конструктивные размеры:

толщина стенки корпуса  редуктора

=0,025∙125+3=6,1 мм.

принимаем  ;

расстояние от  внутренней стенки корпуса до ступицы колеса (между колесами ступеней редуктора)

=(1..1,2) ∙8=8…9,6 мм.

принимаем

расстояние   от корпуса  до посадочного участка на хвостовике

                                  ∆₁= мм.

где h=  8   [3 ,табл. П.5];

 

расстояние  от внутренней стенки корпуса до подшипника

;

диаметр  фундаментных болтов

=(0,030…0,036) ∙125+12=16 мм.

принимаем ;

диаметр болтов, стягивающих  корпус и крышку редуктора у бобышек,

=(0,70…0,75) ∙16=11,6

принимаем ;

длина гнезда под подшипник

=8+2,5∙2=38 мм.

принимаем ;

 

Быстроходный  вал.

При расчетном моменте

  15∙ 60,16=90,24        ,

где к - коэффициент режима работы; к =1,5…2 [1, табл. 15.2];                                                          

диаметр хвостовика

                принимаем  [1,  табл. 12.1,  Ra 40];

Выбираем  муфту МУВП-22

[Т]=130 Н∙м

d=22 мм.

L₁=50 мм.

l₄=22 мм.

R=40 мм.

под уплотнением

d₂^′  ≥d₁^′+3c=22+3∙1=25 мм.

подшипником . Выбираем  подшипник:

, , , , , ;

            шестерней   .

 

Диаметры промежуточного вала:  

Под колесом    

     = =38…43 мм

 принимаем  [1, табл. 12.1, Ra 40].

подшипником     Выбираем  подшипник:                

  , , , , , ;

                             шестерней 

Принимаем d₆=38 мм.[1,табл.12.1, Ra40]

 

 

Тихоходный вал.

Диаметры  под колесом =55 мм

         принимаем [1, табл. 12.1, Ra 40];

         подшипником .

Выбираем подшипник    , , , , , ;

           уплотнением  ;

           хвостовика     .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчет вала на прочность и выносливость

 Задано: силы, действующие на вал, и диаметры делительных окружностей:

шестерня: F_t1=3980H, F_r1=1070H, F_a1=2100H.

осевые размеры: l₂₌36мм, l₃=38мм.