Привод ленточного транспортера

a_w= 410(4+1)

=146 мм,

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения табл.6.1 : a_w= 160 мм

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m_n=(0.01…0.02) a_w=(0.01…0.02)160=1.6…3.2 мм

Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль m_n=2 мм (табл.5[1]), учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Z_∑= = =156.7

где  = для косозубых передач.

Z

=156.7

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z =157

Уточним для косозубых  передач  делительный угол наклона зуба

 

= arccos

= arccos =11º6'47''

Z₁=

= =37.8  Z₁=38

Число зубьев колеса

Z₂= Z

– Z₁= 157 – 38 =119

Фактическое передаточное число

u_ф =

= =3.132

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 3 %

при u 5.

u = 100 =100 =0.57% < 3 %

Коэффициенты смещения шестерни и  колеса примем x₁= 0, x₂= 0, поскольку

Z₁ > 17.

 

 

 

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.

Ширинa венца колеса

b_w2=

= 0.4∙160=64

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда на с.14,т. е. b_w2 =65.

 Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1=70

Определим диаметры окружностей  зубчатых колес, принимая далее для  непрямозубых колес m = m_n.

Определим диаметры окружностей  зубчатых колес:

Диаметры делительных окружностей  для косозубых колес:  :

 

=77.472 мм , d₂ = =242.609 мм

Окружности вершин зубьев d_aj = d_j +2m(1+ x_j )

d_a1 = 77.472+2•2=81.452 мм

d_a2 = 242.609 +2•2=246.548 мм

Окружности впадины зубьев d_fj = d_j -2m(1.25- x_j )

d_f1 = 77.472 -2•2•1.25=72.452 мм

d_f2 = 242.609 -2•2•1.25=237.548 мм

 

 

 

 

 

 

 Окружная скорость  в зацеплении и степень точности  передачи

 

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = =1.48 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл.8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 8.

 

 

2.4. Проверочный  расчет передачи

 Проверка контактной  прочности зубьев

 

 

Условие контактной прочности передачи имеет вид  _.

Контактные напряжения равны

= ,

где Z - коэффициент вида передачи, Z =8400

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+ A (n_ст – 5) K_w,

где А = 0.15 для косозубых передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9)= 0.002•248.5 + 0.036 (1.48 – 9) =0.226.

       K_Hα =1+0.15 (8 – 5) 0.226=1.102

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K

– 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл.9.1 в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)=0.5•0.4 (3.15 + 1) =0.9

K = 1.031,

K_Hβ =1 + (1.031 – 1) 0.226 =1.007.

Динамический коэффициент определим  по табл.10.1 [1]

K_НV= 1.03.

Окончательно получим

K_H=1.102•1.007•1.03= 1.143

Расчетные контактные напряжения

 

= =544.7 МПа,

 

 Рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет недогрузки выполним  по формуле 

=100 =100 =14.8 % ,

 = 14.8% < 15 % .

Проверка изгибной прочности  зубьев

 

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj s_FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_Fj - коэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

- коэффициент, учитывающий перекрытие  зубьев

Y_b - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность

Y_F1 = 3,47 +

Где Z_Vj=

- эквивалентное число зубьев

Z_V1= =40

Z_V2= =126

Y_F1 = 3.47 + =3.8,

Y_F2  = 3.47 + =3.57.

Коэффициент формы зуба при изгибе:

K_F =K_Fα K_Fβ K_FV

Для определения  составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки между зубьями 

K_Fα =1+А(n_ст – 5) для непрямозубой передачи.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K =0.18 + 0.82·1.031=1.026

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5(K_HV – 1)= 1 +  1.5 ( 1.03 – 1) = 1.044

K_F =K_Fα K_Fβ K_FV=1.45·1.026·1.044=1.55

Y_β= =0.89>0.7

Y_α=

Коэффициент торцевого перекрытия можно определить по формуле

_{=[1.88-3.2( )] cosβ =[1.88 – 3.2( 1/38 ±1/119)]∙0.981}

_=1.74

 

Тогда

=3.8∙0.89∙0.57 =151.6 МПа

Напряжение изгиба в зубьях колеса

= =153.6 МПа.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку

s_F1 s_FP1 и  s_F2 s_FP2

151.6< 203.1    и 153.6<214.1

 

2.5.Силы в зацеплении

 

Окружная сила F_t = = =7023 Н

Распорная сила F_r = F_t = 2605Н

Осевая сила в косозубых передачах F_а = F_t tg =1379Н

 

3. Расчет клиноременной  передачи

Исходные данные.

Крутящий момент на ведущем шкиве                  Т₁ =  141.6 Н•м

Частота вращения ведущего шкива                       n₁= 731.3 мин^-1

Передаточное число                                                u= 2

Относительное скольжение                                   = 0.015

Тип нагрузки -                                                         переменная

Число смен работы передачи в течение  суток     n_c= 2

 

Расчет передачи

1. Выбор ремня

По величине крутящего момента  на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения -  В;

площадь поперечного сечения  A= 138          мм²;

ширина нейтрального слоя        b_p= 14        мм;

масса погонного метра ремня    q_m= 0.18      кг/м.

2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим  по формуле (1.3) [1]:

d₁=40 = 210 мм

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d₁= 224 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂=u d₁= 2∙(1-0.015)∙224= 441.28 мм

После округления получим: d₂= 450 мм.

3. Фактическое передаточное число

u_ф= = =2.04

4. Предварительное значение межосевого  расстояния

= 0.8 (d₁+d₂) = 0.8∙(224+450)=539 мм.

5. Длина ремня

L = 2 +0.5 (d₁+d₂)+

L = 2∙539+0.5 (224+450)+ =2238 мм.

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.77 [1]:

L= 2240 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L-W+ )

= 0.25(2240-1058.18+ )=579.63 мм.

 

где W = 0.5 (d₁+d₂)= 0.5π∙(224+450)=1058.18 мм.

Y = 2 (d₂-d₁)²= 2(450-224) ² =102152 мм²

6. Угол обхвата на  ведущем шкиве

= -57. = -57. =157.66°

7. Скорость ремня 

V =

= = 8.58 м/с

8. Окружное усилие  равно 

F_t = = = 1.26 кН

9. Частота пробегов  ремня 

= = =3.83  1/с

10. Коэффициент, учитывающий  влияние передаточного числа  на напряжения изгиба в ремне.

C_u=1.14-

=1.14- = 1.13

11. Приведенное полезное  напряжение для ремней нормального  сечения

= - -0.001V²= - -0.001∙8.58²=4.09  Мпа

12. Допускаемое полезное напряжение

[

] = C C_p=4.09∙0.9417∙0.75=2.89 Мпа

где C - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C

= 1-0.44 ln =1-0.44 ln = 0.9417

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н-0.1(n_c-1)= 0.85-0.1(2-1)= 0.75

C_н- коэффициент нагружения, C_н= 0.85

13. Расчетное число ремней 

Z= = =  4

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно приняли С_z=0.9.

14. Сила предварительного натяжения  одного ремня

S₀ = 0.75

+ q_mV²

S₀ =0.75

+ 0.18∙8.58²= 0.35 кН

 

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin

= 2 ∙0.35∙ 4∙sin = 2.74 кН

 

 

 

 

 

 

 

 

4. Ориентировочный расчет  валов. Первый этап эскизной компоновки.

4.1 Проектирование тихоходного вала

 

Расчет выполняется  на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям [ ]=15 МПа, для вала из стали 45. Ориентировочно определим диаметр вала, мм

d₁= = =55 мм

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T= 822.84 Н·м

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.86[1]:                                                                                                                       d₁=55 мм.

Длина хвостовика выбирается из диапазона l=(1.5…2)d =(1.5…2)55=(82.5…110) и также округляют по ряду на с.86[1], примем

                                      l₁ = 100 мм.

Участок  вала с номером 2 предназначен для взаимодействия с  уплотнением:

d₂ = d₁ + 5 = 55 + 5 = 60 мм.

Участок  вала с номером 3 предназначен для установки подшипника:

d₃ = d₁ + 10 = 55 + 10 = 65 мм.

Участок с номером 4  предназначен для установки зубчатого колеса :

d₄ = d₃ + 5 = 65 + 5 = 70 мм.

Участки 5 и 6 являются буртиками для  осевой фиксации  соответственно зубчатого колеса и подшипника:

d₅  = d₄  + (3…4) С₃ = 85 мм,

d₆  =65 мм.

B – ширина подшипника тихоходного вала;

d_зп - диаметр заплечика подшипника, определяется по диаметру d из табл.5 [2].

d_зп =75 мм

  Выберем пару подшипников  для тихоходного вала легкой серии,

обозначение – 213; В = 23 мм ; d_зп  = 75 мм, D = 120 мм (D – наружный диаметр). 

Длину хвостовика выбирают в диапазоне  l₁ =(1.5…2) d_1, и округляют до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров по ГОСТ 6636-69.

l₁ =100 мм

Длина участка l₂ определяется по формуле

l₂ = L₂ – B – n +L_k + y,

где n – расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса,  n = 7 мм,

L_k - величина, зависящая от толщин опорной поверхности крышки подшипника, шайбы пружинной и высоты головки болта крепления крышки к корпусу, значения параметров, при D >105 мм  – L_k = 22 мм.

  

Размеры участков тихоходного вала

№ участка	Диаметр, мм	Длина, мм
1	d1 =55	l1 =100
2	d2 =60	l2 =60
3	d3 =65	l3 =53
4	d4 =70	l4 =82
5	d5 =85	l5 =7
6	d6 =65	l6 =46

 

 

 

 

4.2. Проектирование быстроходного  вала

 

    Быстроходный вал имеет  также ступенчатую форму и  состоит из семи участков. Передаточное  число зубчатой передачи  и=4, поэтому быстроходный вал выполняют в виде вал – шестерни.

    Диаметр хвостовика вала  ориентировочно определяют из  расчета вала на кручение по  пониженным  допускаемым напряжениям

           

d=

= = 40мм, 

   Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.86[1]:                                                                                                                       d=40 мм.

Выберем пару подшипников  для ,быстроходного вала средней серии,

обозначение – 310; В = 27 мм ; d = 40 мм, D = 110 мм (D – наружный диаметр). 

 

  Длину хвостовика рассчитываем  по формуле l₁  =1.5 d₁   =1.5∙40 = 64 мм.

     Участок  вала с  номером 2 предназначен для взаимодействия  с уплотнением:

  d₂=  45 мм;

             l₂ = L₂ – B – n +L_k + y,

             l₂=67 мм, где

n – расстояние от торца подшипника до внутренней поверхности стенки корпуса, n = 7 мм;