Привод к скребковому конвееру (стр. 2 из 5)

Эквивалентное число зубьев шестерни

z_V1= z₁/ cos³β (2.22)

z_V1=25/ cos ³25º49´=34,5

z_V= 101/ cos ³25º49´=138,5

Коэффициент формы зуба

Υ_F1=3,9; Υ_F1=3,6 [3;с.185]

Принимаем коэффициенты

К_FB=1,3

K_Fυ=1,2 K_Fα=0,91

Υ_В =1- βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]

Расчетное напряжение изгиба

σ_F2= Υ_F1 Υ_ВF_t/ b₂ m_nK_FαK_FυК_FB (2.24)

σ_F2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа

σ_F1= σ_F2 Υ_F1 / Υ_F2 =116·3,9/3,6=126 МПа (2.25)

σ_F1=116·3,9/3,6=126 МПа

Результаты расчетов сводим в таблицу 2

Таблица 2 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи,мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние αW	140	Угол наклона зубьев β	25º49´
Модуль зацепления mn	2	Диаметр делительной окружности шестерни d1 колеса d2	56 224
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	60 56
Число зубьев шестерни z1 колеса z2	25 101	Диаметр окружностей вершин шестерни dа1 колеса dа2	60 228
Вид зубьев	шевронный зуб	Диаметр окружности вершин шестерни df1 колеса df2	51 223
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Контактное напряжение σ	466 МПа	447 МПа	Контактная выносливость обеспечена
Напряжения изгиба σFО1 σFО2	504 МПа	126 МПа	Изгибная выносливость зубьев обеспечена
	450 МПа	116 МПа

Расчет клиноременной передачи

Выбор типа сечения ремня

По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения

Определяем диаметра ведомого шкива d₂

d₂= d₁u( 1-ε ) (2.26)

где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81]

d₁=100 мм [1;с.89]

d₂=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм

Принимаем d₂=355, по таблице К40 [1;с.449]

Уточняем фактическое передаточное число u_ф

u_ф= d₂/ d₁( 1-ε ) (2.27)

u_ф=355/100(1-0,015)=3,6

∆u= u_ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%

Определяем межосевое расстояние α, мм

α≥0,55(d₁ + d₂ ) +h(H) (2.28)

где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]

α≥0,55(100+355)+8=258,25

Определяем расчетную длину ремня L_Р

L=2α+π/2(d₁ + d₂ )+(d₂ – d₁)²/4 α (2.29)

L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) ²/4·258=1293 мм

Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

Уточняем значение межосевого расстояния

α=1/8[2L-π (d₂ +d₁)+√[ 2L-π (d₂ +d₁)]² -8(d₂ – d₁) ²] (2.30)

α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] ² -8(355-100) ²]=354 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива

α₁ = 180º - 57º (d₂ – d₁₎/α (2.31)

α₁ = 180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º

Определяем частоту пробегов ремня

U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с ^-1 (2.32)

Определяем скорость ремня υ,м/с

υ=πd₁n₁/60·10³ (2.33)

υ=3,14·100·950/60·10³=4,97≤25 м/с

Определяем допускаемую мощность

Р=Р_оС_РС_αС₁Сz (2.34)

где, Р_о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

С_Р=1 – коэффициент динамической нагрузки;

С_α=0,95 – коэффициент угла обхвата;

С_υ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте

С₁=1 – коэффициент влияния отношения L/l[1;с.82]

Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт

Определяем количество клиновых ремней

z=Р_ном/Р (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт

Принимаем z=4

Определяем силу предварительно натяжения ремня

F_o=850 Р_ном С₁/ zυ С_α С_Р (2.36)

F_o=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н

Определяем окружную силу

F_t= Р_ном10³/υ

F_t= 2,32·10³/4,97=466 Н (2.37)

Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей

F₁= F_o+ F_t/2z (2.38)

F₁=109+466/2·4=167 Н

Определяем силу давления ремней на вал

F_on=2 F_oz·sin α₁/2 (2.39)

F_on=2·109·4· sin127º/2=780 Н

Результаты расчета сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Параметры клиноременной передачи,мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота прбегов в ремне U	0,004 с-1
Сечение ремня	А	Диаметр ведущего шкива d1	100
Количество ремней z	4	Диаметр ведомого шкива d2	355
Межосевое расстояние α	354	Максимальное напряжение σmax	10 МПа
Длина ремня L	1250	Предварительное натяжение ремня Fo	109 Н
Угол обхвата малого шкива α1	127º	Сила давления ремня на вал Fon	780 Н

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал

(3.1)

=27,4 мм

где Т₂=82,9 Нм, вращающий момент на валу

τ _adm= 30 МПа

Принимаем диаметр выходного конца вала d_в1=30 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем d_п1=35 мм

Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала

вал ведомый

где Т₃=321,7 Нм, вращающий момент на валу

τ _adm= 30 МПа

Принимаем d_в2=40 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем d_в2=45 мм

Диаметр под зубчатое колесо d_к2=50 мм

Диаметр буртика d₂=55 мм

Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала

электродвигатель шпонка подшипник вал

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется за одно целое с валом

d₁=56 мм

d_а1=60 мм

d_f1=51 мм

b₁=60 мм

Колесо кованное

d₂=224 мм

d_а2=228 мм

b₂=56 мм

Диаметр ступицы

d_ст=1,6 d_к2

d_ст=1,6·50=80 мм

Длина ступицы

L_ст=(1,2…1,5) d_к2

L_ст=(1,2…1,5)50=60..75 (3.2)

Принимаем L_ст=70 мм

Толщина обода

δ=(2,5…4) m_n (3.3)

δ=(2,5…4)2=5…8 мм

Принимаем δ=8 мм

Толщина диска (3.4)

С=0,3 b₂

С=0,3·56=16,8

Принимаем С=18 мм

4. Эскизная компоновка

Компоновку проводят в2 этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2 вертикальные линии – оси валов на расстоянии α_W=140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии.

Таблица – 4 Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75

УО подшипников	d	D	В	Грузоподъемность,кН
				Сo	Сor
207	35	72	17	22,5	13,7
209	45	85	19	32,2	18,6

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

Для соединения вала с деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали имеющие σ_в≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше длины ступени.

Таблица5 – Шпонки призматические, мм ГОСТ 23360-78

Диаметр вала,d	Сечение вала	Глубина паза вала t1	Глубина паза втулки t1	Фаска º
30		5	3,3	0,25 –0,40
50		5	3,3	0,25 –0,40
40		5	3,3	0,25 –0,40

Вал ведущий, d=30 мм