Привод ленточного конвейера

по формуле (2.2)

s_Н  = 279,2 [ 1260,6×1,78 (3,2 + 1) / (20×33,41×3,2) ]^1/2 =  620 МПа,

что меньше s_НР  = 780 МПа – условие прочности выполняется.

      2.2.4.4 Максимальные напряжения при кратковременной перегрузке [3,c.8] :              s_{H max} = s_H (T_max /T)^{1/ 2}   £   s_HPmax,

где T_max /T =2,6 – по характеристике двигателя (таблица 1.2).

Для цилиндрической передачи (Б.ст.)

s_{H max} = 590×(2,6) ^{1 / 2} = 951,3 МПа <  2090 МПа;

Для цилиндрической передачи (Т.ст.)

s_{H max} = 620×(2,6) ^{1 / 2} = 1000 МПа <  2090 МПа.

2.2.5  Напряжения  изгиба  s_F и s_Fmax

2.2.5.1  Цилиндрическая передача (Б.ст.) [3, c.7] : 

                     s_F=F_tK_FY_FSY_bY_e/(b_wm_n)£s_FP,                     (2.3)

где  Y_FS = 3,47 + 13,2/z – в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v = z / cos³b  ( z_v1 = 13, z_v2 = 55) при x = 0; Y_FS1 = 4,27; Y_FS2 = 3.65;

Y_b=1– e_bb⁰ / 120 ³ 0,7 – коэффициент наклона зубьев [3,c.8]

где e_b = b_wsinb / pm = 1,35 – коэффициент осевого перекрытия;

Y_b = 1 – 1,35×23,9871˚ / 120 = 0,72 > 0,7;

Y_e = 1/e_a = 1 / 2,1 = 0,48 – коэффициент перекрытия зубьев.

Критерий расчета на изгиб: s_FP1 / Y_FS1= 340 / 4.27 = 79.63;

s_FP2 / Y_FS2 = 340 / 3.65 = 93.15 – расчет следует вести по зубу шестерни Z_1.

По формуле (2.3) s_F1= 493.21×2.05×4.27×0.72×0.48 / (15×1.5) = 66.31 МПа, что

меньше s_FP=340 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

      2.2.5.2  Цилиндрическая передача (Т.ст.) [3, c.7] : 

                     s_F=F_tK_FY_FSY_bY_e/(b_wm_n)£s_FP,                     (2.3)

где  Y_FS = 3,47 + 13,2/z – в зависимости от эквивалентного числа зубьев z_v = z / cos³b  ( z_v1 = 21, z_v2 = 67) при x = 0;

Y_FS1 = 4,02;

Y_FS2 = 3.64;

Y_b=1– e_bb⁰ / 120 ³ 0,7 – коэффициент наклона зубьев [3,c.8]

где e_b = b_wsinb / pm = 1,35 – коэффициент осевого перекрытия;

Y_b = 1 – 1,37×19,4629˚ / 120 = 0,77 > 0,7;

Y_e = 1/e_a = 1 / 2,61 = 0,38 – коэффициент перекрытия зубьев.

Критерий расчета  на изгиб:

s_FP1 / Y_FS1= 340 / 4.02 = 84,58;

s_FP2 / Y_FS2 = 340 / 3.64 = 93.41

Расчет следует вести по зубу шестерни Z_1.

По формуле (2.3)

s_F1= 1260,6×1,61×4,02×0.72×0.38 / (20×1.5) = 83,76 МПа, что

меньше s_FP=340 МПа – условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

 

2.2.5.3 Максимальные изгибные  напряжения при кратковременной  перегрузке [3,c. 8]: s_Fmax = s_F (T_max/ T) £ s_FPmax,

для цилиндрической передачи s_Fmax1= 83,76×2,6 = 218МПа < 1810 МПа.

Условие прочности выполняется.

    

    2.3   Конструкция зубчатых колес

2.3.1 Зубья шестерен обеих  ступеней нарезаны на входном  и промежуточном валах.

2.3.2 Конструкции колес  показаны на рисунке 2.2, размеры  их даны в таблице 2.3 [7, c.62 и 69]  или [9, c.44 и 49]

Производство мелкосерийное, d_ae2 и d_a2 < 500 мм, заготовки колес–под обработку резаньем.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

а)                                            б)

 

 

Рисунок 2.1 – Конструкция колеса а) тихоходной ступени и б) быстроходной ступени.

 

Таблица 2.2 – Размеры колес в соответствии с рисунком 2.1.

Наименование  размера	Рекомендации	Размер колеса, мм
		Цилиндрич. (Б.ст.)	Цилиндрич. (Т.ст.)
1 Диаметр вершин da2	расчет	141.47	166.66
2 Ширина венца   b2	расчет	22	32
3 Диаметр вала  d	расчет	20	30
4 Диаметр ступицы DСТ	(1,5...1,55) d	30	48
5 Длина ступицы    lСТ	(1,0...1,2) d	32	32
6 Толщина обода    S,	2,5m + 0,05 b2	6.0	7.2
8 Фаска  f	(0,5...0,6)mn	1	1

 

         

 

 

  2.4   Конструктивные элементы редуктора

Выпуск привода мелкосерийный, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора – литье. Материал – СЧ15 ГОСТ 1412-85.

В таблице 2.3 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям [7].

 

Таблица 2.3 – Размеры элементов редуктора

Наименование  размера	Обоз-наче- ние	Рекомендации  источников	Величина, мм	Приме-чание
Толщина стенки
–   литого корпуса	d	1,2(TT)0,25   ³  6	6	[7,c.257]
–   литой крышк	d1	0,9d  ³  6	5
2 Толщины :
–   фланца корпуса	S	1,5dC	9
–   фланца крышки	S1	1,5dC1	8
–   опорных лап	S3	2,35dC	14
3 Зазоры: между  колесами и стенкой
–  по диаметрам	D1	L1/3  + 3	10	[7, c.45]
–  по торцам	D2	D2 = D1	10	[7, c.46]
–  между z2T и дном	D3	³ 4D1	30	[7, c.45]
4 Выступы валов  за пределы  корпуса	D4	(0,6...0,8) D1	8...10	[7, c.50]
5 Диаметры винтов крепления:
– крышки редуктора к корпусу	d1	1,25 TT1/3 ³ 6	16	с. 27
– лапы к раме	d2	1,25 d1	8	[7, c.267]
– крышки смотрового люка	d4	0,5...0,6) d1 ³ 6	3
6 Диаметр штифтов	dШ	(0,7...0,8) d1	5	[7, c.266]
7 Ширина :   –  фланца корпуса и
бобышек подшипников	К1	³ 2,1 d1**	24	[7, c.264]
–  опрной лапы	К2	(2,3...2,5) d0	15	d0 =8
8 Высота центров	h	0,5da2+D3+dС+S3	122	h ³ aW

 

 2.5  Смазка зацеплений и подшипников

Быстроходная  ступень: v_mБ = 0.85 м/с; s_H = 590 МПа,

Тихоходная ступень:   v_Т = 0,28 м/с, s_H = 620 МПа.

При скоростях v = 0,3...12,5 м/с [7,c.172] применяют картерную смазку окунанием зацеплений.

  Глубина погружения зубчатого колеса тихоходной ступени в масло составляет 10 мм (при минимальном уровне масла), 20 мм (при максимальном уровне масла).

Фактический объем масла  в картере редуктора V = L_вн ´ В_вн ´ h_M =

= 302´85´(10…20) = (0,25…0,51)×10⁶ мм³  или V = (0,25…0,51) л, где L_вн, В_вн – внутренние длина и ширина корпуса редуктора из его чертежа.

Требуемая кинематическая вязкость масла [7, c.173] при s_Н до 600 МПа и v_Т = 0,85 м/с m = 34 мм²/с (при t ⁰ = 40 ⁰).  Рекомендуемая марка масла И-Г-А-32 ГОСТ 20799–88 (m = 29...35 мм²/с).

Выходные концы валов  закрыты манжетными уплотнениями I–го типа по ГОСТ 8752–79.

Для герметизации плоскость  разъема крышки и корпуса перед  окончательной сборкой должна быть покрыта тонким слоем герметика  УТ–34 ГОСТ 24285–80.

 

      2.6  Усилия в передачах.

      Усилия, действующие в передачах, показаны на рисунке 2.2.

Если смотреть со стороны муфты, то вал II имеет правое вращение, вал III – левое, вал IV – правое.

Шестерня быстроходной ступени и колесо тихоходной ступени  имеют левый наклон, шестерня тихоходной ступени и колесо быстроходной ступени  – правый.

Формулы сил цилиндрической передачи [3, c.21]:

F_t = 2000 T₁/ d₁; F_r = F_ttga_t ; F_a = F_ttgb,

 где a_t = arctg(tg20⁰/cosb).

Консольная сила на выходном конце вала IV от цепной передачи F_ОП =

1055,8 Н.

Консольная сила на входном конце вала II от муфты F_M = 200Н.

 

 

Рисунок 2.2 – Усилия, действующие в передачах.

 

Результаты расчета сил представлены в таблице 2.4.

 

Таблица 2.4 – Усилия в передачах

Параметр	Ступень редуктора		Примечание
	цилиндрическая косозубая (Б.ст.)	цилиндрическая косозубая (Т.ст.)
Вращение             z1                                              z2	правое левое	левое правое	со стороны  муфты
Наклон зубьев      z1                      z2	левый правый	правый левый
Момент, Н×м             Т1,	4,9	20,1	[табл. 1.4]
Диаметры,   мм	d1 = 21,34	d1 = 33,41	[табл. 1.10, 1.11]
Углы, град           b                       a	b = 23,9871° an = 20 °	b = 19,4629° at = 20°	[табл. 1.10, 1.11]
Силы Н :      Ft1 = Ft2             Fr1 = Fr2             Fa1 = Fa2	453,4 181 201,7	1203 465 426
Примечание. Для взаимокомпенсации  осевых сил Fa на валу III шестерня и колесо имеют одинаковый наклон зубьев.

 

     2.7  Проверочный расчет валов на изгиб и кручение

Предварительно для  опор всех валов были приняты радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии по ГОСТ 8338 [7, c.422]

 

Таблица 2.5 – Параметры опор валов

Параметры	В  а  л  ы
	входной	промежуточный		выходной
1. Диаметр цапфы вала dП,  мм	20	20		30
2. Подшипник	204			206
3. Габаритные размеры D´B, мм	47 ´15.25			62´17.25
4. Установка	"враспор"
5. Расстояние a=B/2	7.625		7.625

  

На рисунке 2.3 приведены расчетные схемы валов, усилия F в передачах и консольные нагрузки, реакции R в опорах, эпюры изгибающих моментов M_x в горизонтальной и M_y вертикальной плоскостях и крутящих моментов Т.

Примечание. При расчете валов условно принято плоскость X располагать по направлению окружных сил F_t в зацеплениях, плоскость Y перпендикулярно X , т.е. Y – в плоскости расположения валов (рисунок 2.3) редуктора.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Результаты расчета валов представлены в таблице 2.6.

 

 

 

          а) быстроходный вал                             б) промежуточный вал

 

в) тихоходный вал

Рисунок 2.3 – Расчетные  схемы и эпюры моментов на валах.

 

Таблица 2.6 – Формуляр для расчета валов.

Параметры		Формула	Результаты расчета  по валам
Наименование	Обознач.		Быстр..	Пром.	Тих.
1. Длина, мм	l1 l2 l3	с чертежа редуктора	24 46 33,5	24 48 23,5	39,5 48 25
2. Реакции опор, Н    - в плоскости  X      - в плоскости  Y      - суммарные  радиальные	RIx RIIX RIY RIIY RI RII	из условия  равновесия балок на двух опорах (RIx2+ RIY2)1/2 (RIIx2+ RIIY2)1/2	393.7 140.3 87.2 93.8 403.2 168.8	701.4 955 192.1 476.1 727.2 1067.1	1073.7 558.7 1956.6 527.1 2231.8 768.1
3. Изгибающие  моменты в расчетных сечениях, Нм    - от силы  Fa1    - от силы  Ff2    - в плоскости  X   - в плоскости  Y      - суммарные	Ma1 Ma2 MX1 MX2 MY! MY2 M1 M2	Fa1d1/2000 Fa2d2/2000         (MIx2+ MIY2)1/2 (MIIx2+ MIIY2)1/2	2.22 - 9.45 - 3.14 - 9.96 -	7.11 8.94 16.8 22.4 8.94 11.2 19.03 25.04	- 22.7 16.96 13.97 38.1 22.7 41.7 26.7
4. Вращающий момент, Нм	Т		4,9	20,1	64,1
5. Эквивалентный  момент, Нм	ME1 ME2	(M12+0.75T2)1/2 (M22+0.75T2)1/2	10.8 -	25.8 30.5	69.4 61.6
6. Диаметр вала  в расчетном сечении, мм	d		21,34	88,66 33,41	25 106,59
7. Эквивалентное  напряжение, МПа    - при перегрузках	σЕ   σЕMAX	32000ME/πd3   KП σЕ	11,3 - 29,4	0,37 8,3 21,58	45,2 0,5 117,52
8. Материал вала   - предел текучести  σТ, МПа		Сталь	40Х 750	40Х 750	40Х 750
9. Допускаемые  напряжения, МПа	[σ]	σТ/ST	375	375	375
10. Условие статической  прочности для валов выполняется:  σEMAN< [σ]
Примечания: 1. в формуле  напряжения σЕMAX коэффициент перегрузки КП = ТMAX / Т = 2,6 – по характеристике двигателя (см. таблицу 1.2); σЕ взято наибольшим из п. 7; 2. Минимальный  коэффициент запаса прочности  по пределу текучести SТ = 1,3…2.