Проектирование привода цепного конвейера

       Принимаем

       Определяем  число зубьев шестерни и колеса:

       – число зубьев шестерни:

       Принимаем .

       – число зубьев колеса:

       Определяем основные геометрические параметры зубчатой передачи:

       – делительные  диаметры шестерни и колеса:

       

       

       Проверка:                                                                                                                          

       

       – диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

       d_а1= d₁+ 2 ∙ m_n=65+2∙2,5=70 мм;

       d_а2= d₂+ 2∙  m_n=325+2∙2,5=330 мм.

       – диаметры впадин  зубьев шестерни и колеса:

       d_f1= d₁− 2,4 ∙ m_n=65 − 2,4∙2,5=59 мм;

       d_f2= d₂ − 2,4 ∙ m_n=325− 2,4∙2,5=319 мм.

       – ширина колеса:

       Принимаем b₂=60 мм.

       – ширина шестерни:

2.5 Проверочный расчёт

 

       Определяем  окружную скорость колёс и степень  точности передачи:

       

       При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

       Проверяем контактные напряжения:

  

       где − коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений;   

       Коэффициенты:

       Таким образом: .

       Так как  < , то условие контактной прочности выполнено.

       Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба:

       

         – окружная сила.

       При скорости

       Тогда определяем коэффициент нагрузки:

       

       Определяем коэффициенты :

       – для шестерни:                 – для колеса:

       Дальнейший  расчёт ведём для зубьев колеса, так как отношение

       [ ]_F/ Y_F меньше:

       

       Так как  , то условие прочности на изгиб выполнено. 

3 Расчет и конструирование ведомого вала редуктора

       

,

       где – диаметр выходного участка вала.

       Допускаемое напряжение на кручение принимаем  =20 МПа.

       

 мм.

       Принимаем диаметр вала из стандартного ряда в большую сторону по ГОСТ 6636–69. мм.

       Определяем диаметр вала под подшипником:

       

 мм.

       Принимаем мм из ряда внутренних диаметров выбранных подшипников.

       Тогда диаметр вала под колесом:

       

       Принимаем из стандартного ряда.

       Диаметр буртика на валу около колеса:

       

мм.

       Принимаем мм из стандартного ряда.

4 Выбор шпоночных соединений и проверка их прочности

       Вращающий момент на валу Т₃=364×10³ Н∙мм; диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса ; длина шпонки l = 50 мм.

       Для соединения зубчатого колеса на валу выбираем шпонку призматическую со скругленными торцами:

       шпонка 20´12´50 ГОСТ 23360–78.

       Проверяем стандартное шпоночное соединение на прочность по напряжениям смятия:

       

,

       где d – диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса;

              l – длина шпонки, мм;

              b – ширина шпонки, мм;

              h – высота шпонки, мм;

              t₁ – глубина шпоночного паза на валу, мм;

             – допускаемое напряжение смятия, МПа;

       

 МПа.

       Для соединения звездочки конвейера на валу выбираем шпонку с диаметром в месте посадки мм, длина шпонки l=63 мм:

       шпонка 14´9´63 ГОСТ 23360–78

       Проверяем стандартное шпоночное соединение на прочность по напряжениям смятия:

        

МПа.

       Так как условия выполняются, то прочность шпоночных соединений считаем обеспеченной.

5 Разработка компоновочного чертежа закрытой передачи

       Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1, чертим тонкими линиями.

       Примерно  посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии a_w=200 мм.

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

       Очерчиваем  внутреннюю стенку корпуса:

       а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2δ; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

       б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ;

       в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

       Предварительно  намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и .

       Имеем:

6 Расчет открытой плоскоременной передачи привода

6.1 Проектный расчет

       6.1.1 Определяем диаметр меньшего шкива по формуле Саверина:

       d₁

=120 мм.

       Полученный  результат округляем до большего значения по стандартному ряду диаметров чугунных шкивов (по ГОСТ 17383–73).                Принимаем d₁=180 мм.

       6.1.2 Определяем диаметр ведомого шкива с учётом относительного скольжения = 0,01:

       d₂= U_оп ∙d₁∙(1−

)=3,03 ∙180∙(1− 0,01)=540 мм.

       Округляем в меньшую сторону по стандарту, принимаем d₂ = 500 мм.

       Уточняем  передаточное отношение:

       U_оп = d₂/ d₁ = 500/180=2,8.

       Расхождение с U_оп заданным 3 % (при допускаемом значении 3 %).

       6.1.3 Определяем ориентировочно межосевое расстояние а, мм:

       а = 2(d₁+ d₂)=2(180+500)=1630 мм.

       6.1.4 Определяем расчётную длину ремня (без учёта припуска на соединение концов):

       

.

       Принимаем L=4000.

       6.1.5 Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива град:

       

°=  
 

       6.1.6 Определяем скорость ремня:

       

       6.1.7 Определяем число пробегов ремня в секунду:

       

 =

       6.1.8 Определяем окружное усилие

       F_t=

       6.1.9 Определяем допускаемое полезное напряжение (удельное окружное усилие на единицу площади поперечного сечения ремня):

       [k] = k₀ ∙ С₀ ∙ С

∙ С ∙С =2,25∙1∙0,96∙1,01 ∙1=2,18 МПа,

       где k₀ = 2,25 МПа при отношении /d₁ = 1/40 относится к горизонтальным передачам, при d₁ =d₂ (что соответствует углам обхвата, а = 180°), при напряжении от предварительного натяжения =1,8 МПа и скорости =10 м/с;

       С₀ =1 − коэффициент, учитывающий расположение передачи, для горизонтальных и наклонных до 60°;

       С −коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата °

        ;   

       С − коэффициент, учитывающий влияние скорости

       

       С = 1− коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи, при спокойной работе с кратковременными пусковыми нагрузками не свыше 120 % от номинальной.

       6.1.10 Определяем необходимую ширину ремня:

       b =

       Подбираем размеры поперечного сечения прорезиненного ремня тип В.

       Из  условия  /d₁≤ 1/40 следует, что толщина ремня должна быть не больше = число прокладок толщиной 1,25 мм не больше 4.

       Принимая  во внимание, что с уменьшением  толщины ремня его долговечность  увеличивается, выбираем ремень с тремя  прокладками и толщиной мм.

       Ближайшее значение по стандарту b= 40 мм.

       6.1.11 Определяем площадь поперечного сечения ремня А, мм²:

       А=

∙ b=3,75∙40=150 мм².

       6.1.12 Определяем силы, действующие в ременной передаче:

       – предварительное натяжение каждой ветви

       F_o=

∙b ∙ = 1,8 ∙40∙3,75=270 H;