Проектирование привода ленточного конвейера

        Ведомого:

Z₂= Z_∑- Z₁=90 – 28 = 62

Принимаем Z₂=62

6)Ууточняем передаточное отношение: 

  u = 62 / 28 = 2.21

Погрешность меньше 2,5%

7)Определяем геометрические параметры зубчатых колес: 

начальные диаметры:

d_w1= mn ∙Z₁ = 4 ∙ 28 = 112 мм

d_w2= mn ∙Z₂ = 4 ∙ 62 = 248 мм 

Уточняем межосевое расстояние:

a_w = (d_w1+ d_w2) / 2 = (112 +248) / 2 = 180 мм

8)Определяем диаметры вершин:

d_a1= d_w1 + 2∙ mn = 112 + 2 ∙ 4 = 120 мм

d_a2= d_w2 + 2∙ mn = 248 + 2 ∙ 4 = 256 мм

9)Определяем диаметры впадин зубьев:

d_f1= d_w1-2,5∙ m_n  =112 –2,5 ∙ 4 =102 мм       

d_f2= d_w2-2,5∙ m_n  =248 – 2,5 ∙ 4=238 мм

10)Определяем окружную скорость в зацеплении:

V = (π∙d_w1∙n₁) / (60∙1000) = (3,14∙112∙342,7) / (60∙1000) = 2,008 м/с

в зависимости  от окружной скорости выбираем степень точности = 8 

11)Определяем усилия действующие в зацеплении:

окружная: F_t1 = (2∙T₁) / d_w1 = (2∙225,44) / (112 ∙10 ) = 4,025 кН

радиальная: F_r1 = F_t ∙tn(α ) = 4,025 ∙10 ∙0,36 = 1,465 кН

Принимаем  α =20%

 

г) Выполняем проверочный  расчет на контактную усталость: 

Удельная  окружная динамическая сила:

W_hv= δ_h g₀ V = 0,14· 6,1·2,008 180/2,21 = 15,47 H/мм

Удельная расчётная  окружная сила в зоне её наибольшей концентрации:

W_htp = F_t · K_hβ / b₂ = 4025,7 · 1,08 / 57 = 76,27 H/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

K_hv= 1+( W_hv / W_htp ) =1+(15,47/76,27) = 1,2

Удельная  расчётная окружная сила:

W_ht = F_t · K_hβ·K_hv·K_a / b₂ = 4025,7 ·1,08·1,2·1/57 = 91,53 H/мм

Расчётные контактные напряжения:

Z_E = 1  - Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Z_H=1,77 – Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев.

Z_E = 275 MПа – Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колёс.

σ_h = Z_E Z_H Z_E = 1·1,77 ·275 0,817·1,45 = 522,77 МПа < 532,02 МПа.

Условие выполнено. 
 

д)Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:

, где

(прямозубое)

(стр.114) [2]

(по графику рис. 6.14) [2]

(по графику рис. 6.14) [2] 

 МПа

 

                                              - условие выполняется

2.4 Расчет цепной передачи [4]

 

Исходные  данные для расчёта:

• передаваемая мощность —7,68 кВт;
• частота вращения ведомой звездочки — 153 об/мин;
• передаточное число и_т.п = 1,53.

 
 

1. Уточняем  передаточное число  цепной передачи:

U_цеп. = U_общ./(U_рем. ∙U_б.т. ∙U_т.т.) = 14,6/(1,2∙3,55∙2,21)=1,55

2. Расчет числа зубьев звездочек:

  ;

   Принимаем  z₁=25;

   ;

   Принимаем  z₂=39; 

3. Уточняем  передаточное число:

U_цеп.=z₂/z₁=39/25=1,56 

4.   Условия эксплуатации:

Коэффициент эксплуатации находим по формуле :

, где:

1 (коэффициент динамичности нагрузки) ;

1 (межосевое расстояние принимаем );

1 (угол наклона цепи равен  нулю (цепь не наклонена));

1.25 (регулировка натяжения цепи);

1 (смазка цепи — периодическая);

1.5 (работа ведется в три смены);

Таким образом  получим:

.

            

5. Предварительный  расчет шага цепи:

      мм,

    Допускаемое давление в шарнирах цепи:

      [q]=( ∑ [q]i ) /i = (32,55+31,45+30,74+28,61)/4=30,837 МПа. 

    Вибираем  цепь по таблице 3.1.1[1] со следующими параметрами:

    p=31.75 мм                               F=89 кН                                 b6=24 мм

    A=35.76 мм                              b7=22 мм                               h=30.2 мм

    d=9.53 мм                                 m=3.8 кг/м

    d1=19.05 мм                             Pp=5.83

    b=19.05 мм                               S=2.62 см²

6. Межосевое расстояние:

  a=(30..50)∙p=40∙31,75=1270 мм

7. Число звеньев цепи:

  n_з= 2∙a/р +(z₁+z₂)/2 +((z₂-z₁)/2∙π)² ∙p/a=(2∙1270)/31,75+(39+25)/2+ ((39-25)/2∙ 3,14)² ∙31,75/1270=114,59

  Принимаем n_з=114 

8.  Уточняем межосевое  расстояние:

a=0,25∙p∙ (n_з – 0,5∙ (z₁+z₂)+  (n_з – 0,5∙ (z₁+z₂))² -8∙ ((z₂-z₁)/2∙π)²) = 7,93∙

           ∙(114-32+  (114-64/2)² -8∙ ((39 -25)/2∙3,14) ²)  =1299,7 мм

9.   Скорость движения цепи:

            V=Z₁∙p∙n₁/60000=25∙31,75∙155/60000=2,05 м/с

10. Окружное усилие:
11.    F_t=P/V=7,68/2,05=3,74 кН
12. Давление в шарнирах:

             q_t=F_t /A_тр=3740/262=14,27 МПа

[q_t]=30,837 МПа – допустимое давление в шарнирах для данной частоты вращения n

 q_t  ≤ [q_t] – условие выполняется

Площадь проекции опорной поверхности шарнира: А=262 мм²    табл. 4.8.стр.79[2].

13. Натяжение цепи от действия центробежных сил:

             F_v=q∙V²=3,8∙2,05²=15,96 Н

14. Натяжение от провисания цепи:

             Fg= q∙g∙a∙K_f=3,8∙9,81∙6∙1,299=290,7 Н

             K_f = 6 – коэффицент наклона цепи, при угле наклона 0^о

15.   Натяжение ветвей цепи:

              Ведущей: F₁=F_t+F_v+F_g=3740+15,96+290,7=4046,6 Н

              Ведомой: F₂= F_v+F_g =15,96+290,7=306,6 Н

16. Нагрузка на валы звездочки:

             F_в=K_в∙F_t=1,2∙3740=4488 Н , где K_в =1,2 – коэффицент, учитывающий действие                     окружной силы на вал от звездочки.

17. Оценка коэффициента запаса прочности:

       

         Нормативный коэффициент запаса прочности по табл.7.19 – [2]

        ,условие выполнено. 

    18)Определяем  диаметры делительных  окружностей звездочек:

             диаметр ведущей звёздочки:

           

              диаметр ведомой звёздочки:

                   
 

3. Расчет валов редуктора [1]

         

         Для проектирования валов редуктора  составим расчетные схемы нагружения валов с учетом действующих на них сил. Полученные результаты отразим на рисунках.

 

а) Вал 2

1. Определяем реакции опор, для этого составляем уравнения моментов относительно опор A и B, в двух плоскостях: Плоскость H и Плоскость V

Плоскость H

 

F_рем∙74+F_r1∙48 – R_B^H∙179=0;

R_B^H =( F_рем∙74+F_r1∙48)/179=(703,5∙74+721,72∙48)/179= 448,36 H

 

F_рем∙253 – R_A^H ∙179 – F_r1∙131 =0;

R_A^H = (F_рем∙253– F_r1∙131)/179=(703,5∙253-721,72∙131)/179= 466,14 H

Проверка: -F_рем+R_A^H +F_r1 – R_B^H = -703,5+466,14+721,72-484,36=0

Плоскость V

 

F_t∙48-R_B^V∙179=0;

R_B^V = F_t∙48/179=1910∙48/179=512,178 H

R_A^V∙179 – F_t∙131=0;

R_A^V= F_t∙131/179=1910 ∙131/179=1397,822 H

Проверка:

-R_A^V+F_t – R_B^V= -512,178+1910-1397,822=0 

2. Определяем полные поперечные реакции R₁ и R₂ в опорах A и B :

 Н

 Н

3. Определяем  изгибающие моменты в характерных  точках вала с построением  эпюры изгибающих моментов: в плоскости H – M_ИH; в плоскости V – M_ИV

4. Определяем  суммарные изгибающие моменты  M_ИЗ в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов M_И

 Н∙м

 Н∙м

М_И4’  = 0 

5. Строим эпюру  крутящих моментов T передаваемых валом

6. Вычисляем  эквивалентные изгибающие моменты  M_экв в характерных точках вала   , построением эпюры

М_экв1 =  0

Н∙м

 Н∙м

 Н∙м

  Строим  эпюры изгибающих и крутящих моментов быстроходного вала на рисунке 2  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                                     

    Рисунок 2