Привод ленточного транспортера

    Контактные напряжения, МПа:

       при номинальной  нагрузке:

          расчетные     . . . . . . . . . . . . .        611.1         566.2

          допускаемые   . . . . . . . . . . . . .        623.5         594.6

       при максимальной  нагрузке:

          расчетные     . . . . . . . . . . . . .        906.5         839.8

          допускаемые   . . . . . . . . . . . . .       1960.0        1960.0

 ─────────────────────────────────────┬───────────────────┬──────────────────

  Ступень                             │     Тихоходная    │ Быстроходная

 ─────────────────────────────────────┼─────────┬─────────┼─────────┬──────── 

  Параметры зубчатого Колеса          │ Шестерня│ Колесо  │ Шестерня│ Колесо

 ─────────────────────────────────────┴─────────┴─────────┴─────────┴────────

 Число зубьев           . . . . . . . .    19.      104.       19.      128.

 Коэффициент смещения исходного контура  .500      .868      .000     .000

    Диаметры, мм:

       Делительный      . . . . . . . .   66.500   364.000    38.776  261.224

       Начальный        . . . . . . . .   67.059   367.059    38.776  261.224

       Вершин           . . . . . . . .   76.923   363.000    42.776  265.224

       Впадин           . . . . . . . .   61.250   378.335    33.776  256.224

 Ширина зубчатого венца, мм     . . . .     52.0      47.0      33.0     30.0

 Твердость поверхности зубьев, HRCэ . .     49.0      28.5      49.0     28.5

 Напряжения изгиба, МПа:

    при номинальной нагрузке:

       расчетные        . . . . . . . .    177.9     200.9     158.4    154.0

       допускаемые      . . . . . . . .    226.0     233.7     234.9    217.2

    при максимальной нагрузке:

       расчетные        . . . . . . . .    391.3     442.1     348.6    338.9

       допускаемые      . . . . . . . .   1339.0     980.9    1343.9    994.1

               ПРОГРАММА N 52     ИМЯ ФАЙЛА  ДАННЫХ:rt3616 

**

 

 

4.Анализ результатов расчёта на ЭВМ

 

При конструировании  должны быть выбраны оптимальные  параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости: наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности.

Расчет проводится в  два этапа. На первом отыскивают возможные  проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант. Для оценки результатов расчета строят графики, отражающие влияние распределения:

 

 

х – отношение передаточных чисел ступеней

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

- суммарное межосевое расстояние

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

- масса зубчатых колёс

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

- масса механизма (редуктора)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

- разность диаметров зубчатых  колес обеих ступеней

 

Диаметры вершин  Колес, мм

 

Т-ступень	Б-ступень	T-Б
482,8	356,27	126,53	64,265
452	331,44	120,56	61,28
415,3	300,37	114,93	58,465
411,1	306,28	104,82	53,41
380	279,16	100,84	51,42
363	265,22	97,78	49,89
501,2	374,87	126,33	64,165
327,95	242,02	85,93	43,965
304,8	221,81	82,99	42,495

 

-диаметр впадин зубьев быстроходной  шестерни

       для 7-го варианта   

                                                     

 

                                      

 

 

Был выбран вариант №6, т.к. имеет лучшие показатели по межосевому расстоянию, диаметру быстроходной шестерни, массе колес и редуктора.

На втором этапе для  выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для работы над чертежами, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников.

 

 

 

 

5.  Эскизное проектирование

5.1. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов ведется по значениям нагружающих валы моментам.

5.1.1. Определим диаметр быстроходного вала:

.

Принимаем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика (заплечника),

– максимальный радиус фаски подшипника,

– размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности  подшипника:

.

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика  для упора подшипника:

.

Принимаем .

5.1.2. Определим диаметр промежуточного вала:

Принимаем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика,

– максимальный радиус фаски подшипника,

– размер фасок вала.

Определим диаметр:

. Принимаем 

Определим диаметр посадочной поверхности  подшипника:

.

Так как стандартные  подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр  буртика для упора подшипника:

.

Принимаем .

 

 

 

 

 

5.1.3.Определим диаметр тихоходного вала:

.

Принимаем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

– приблизительная высота буртика,

– максимальный радиус фаски подшипника,

– размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

Рассчитаем диаметр буртика  для упора подшипника:

.

Принимаем .

5.2. Расстояния между деталями передачи.

 

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние  

поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:

мм, где L—расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. В нашем случае L= 463.61мм, принимаем а=11 мм.

Найдём расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колёс:

b₀³3×a=33 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5.2.1Соединение с натягом

 

Исходные данные:

Т=1230.6 Нм - вращающий момент на колесе;

d=55мм - диаметр соединения,

d₂=75мм - диаметр ступицы колеса,

l=54мм - длинна сопряжения.

1) Среднее контактное  давление:

,

где К=3- коэффициент запаса сцепления;

f- коэффициент сцепления, f=0,08 материал пары: сталь-сталь, сборка нагревом.

2) Деформация деталей:

,    где С₁,С₂- коэффициенты жёсткости,

     С1=0,7,  С2=2,81

Е- модуль упругости, Е=2,1*10⁵ МПа; -коэффициент Пуассона, =0,3

3) Поправка на обмятие  микронеровностей:

,

где R_a1, R_a2- средние арифметические отклонения профиля поверхностей.

4) Минимальный натяг:

5) Максимальный натяг:   _,

где  - максимальная деформация;

 

6) Выбор посадки:

По значениям  назначаю посадку:

 

7) Температура нагрева  охватывающей детали:

_{Температура нагрева должны быть такой, чтобы не происходило  структурных изменений  в материале. Для  стали [t]= 230…240 С. В нашем случае полученное значение удовлетворяет условию.}

 

5.3. Шпоночные соединения

 

Шпоночные соединения представляют собой шпонку, входящую в продольные пазы вала и ступицы, вращающейся  детали (шкива, звездочки, зубчатого  или червячного колеса полумуфты). Она служит для передачи вращающего момента от вала к ступице, вращающейся детали или наоборот.

Достоинства: простота конструкции  и низкая стоимость, легкость монтажа  и демонтажа.

Недостаток: шпоночные  пазы ослабляют вал и ступицу  детали, насаживаемой на вал.

Шпоночные соединения бывают: ненапряженные и напряженные. Ненапряженные  с помощью призматических и сегментных шпонок. Напряженные с помощью  клиновых и тангенциальных шпонок. Выбираем призматические шпонки, так  как они представляют собой стержни  прямоугольного сечения.

 

 

 

 

 

5.3.1. Шпоночное соединение муфта - быстроходный вал:

Диаметр вала: d=24 мм; Передаваемый момент: T=34.4 Нм. В соединении используем призматическую шпонку со скруглёнными торцами.

По ГОСТ 23360-78 определим размеры  шпонки:

b=8мм; h=7мм; t₁=4мм; t₂=3,3 мм; r₁(s₁)=0.25…0.4 мм.

Соединение неподвижное, вал стальной, шкив стальной, поэтому [ ]_см=150МПа.

Расчёт рабочей длины  шпонки:

l_раб ≥

l_раб ≥

где d – диаметр вала, [ ]_см  – допускаемое напряжение смятия,

       k – глубина врезания шпонки; 

Длина шпонки:

l = l_раб + b=9.6525 + 8 =17.6525мм, где b – ширина шпонки

Из стандартного ряда выберем длину: l=18мм.

В результате получим шпонку: Шпонка 8х7х18 ГОСТ 23360-78.

 

 

5.3.2. Шпоночное соединение промежуточный вал – быстроходное колесо:

Диаметр вала: d=47 мм; Передаваемый момент: T=235.6 Нм. В соединении используем призматическую шпонку со скруглёнными торцами.

По ГОСТ 23360-78 определим  размеры шпонки:

b=14 мм; h=9мм; t₁=5,5мм; t₂=3,8 мм; r₁(s₁)=0.25…0.4 мм.

Соединение неподвижное, вал стальной, колесо стальное, поэтому [ ]_см=150МПа.

Расчёт рабочей длины  шпонки:

l_раб ≥

l_раб≥ мм

Длина шпонки:    l = l_раб + b=22,765+14 = 36,765 мм

Из стандартного ряда выберем длину: l=40мм.

В результате получим  шпонку следующих размеров: 

Шпонка 14х9х40 ГОСТ 23360-78.

5.3.3. Шпоночное соединение тихоходное колесо – тихоходный вал:

Диаметр вала: d=55 мм; Передаваемый момент: T=1230.6 Нм. В соединении используем призматическую шпонку со скруглёнными торцами.

По ГОСТ 23360-78 определим  размеры шпонки:

b=16 мм; h=10мм; t₁=6мм; t₂=4,3 мм; r₁(s₁)=0.25…0.4 мм.

Соединение неподвижное, вал стальной, ведомая полумуфта стальная, поэтому [ ]_см=150МПа.

Расчёт рабочей длины  шпонки:

l_раб ≥

l_раб≥ мм

Длина шпонки:    l = l_раб + b=78,03+16 = 94,03 мм

Из стандартного ряда выберем длину: l=100мм.

В результате получим  шпонку следующих размеров: 

Шпонка 16х10х100 ГОСТ 23360-78.

5.3.4. Шпоночное соединение тихоходный вал – ведомая полумуфта: