Привод к скребковому конвееру

d_а1=56+2·2=60мм;

d_а2=224+2·2=228мм

Ширина зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при m_n=2мм

α=14 m_n         (2.16)

α=14·2=28 мм

b´=b+α=56+28=89 мм

     2.1.13 Окружная скорость колес и  степень точности передачи 

υ=π· d₁· n₁/60        (2.17)

υ=π·56·10^-3/60=0,76 м/с

по таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень точности

     2.1.14 Силы в зацеплении 

F_t=2T₂/d₂ – окружная       (2.18)

F_t=2·321,7·10³/224= 2872 Н

F_r= F_ttq20º/cosβ – радиальная      (2.19)

F_r=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н

     2.1.15 Уточняем значение коэффициентов

Ψ_d=b₂/d₁         (2.20)

Ψ_d=56/56=1

При этом К_НВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

     2.1.16 Принимаем коэффициенты

К_нυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

     2.1.17 Расчетное контактное напряжение

σ_н=266/ α_W u_ф√Т₂ К_на К_нβ К_на (u_ф +1)³     (2.21)

σ_н=266/140·4,04√321,7·10³·1·1,1·1,12(4+1)³=447 МПа

Н=466-447/466·100%=4%,что  допустимо

     2.1.18 Проверочный расчет зубьев на  изгиб. Этот расчет выполняется  по зубьям шестерни. Это объясняется  тем, что материал шестерни  и колеса одинаков, но толщина  зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.

     2.1.19 Эквивалентное число зубьев шестерни

z_V1= z₁/   cos ³β        (2.22)

z_V1=25/ cos ³25º49´=34,5

z_V= 101/ cos ³25º49´=138,5

Коэффициент формы зуба

Υ_F1=3,9; Υ_F1=3,6 [3;с.185]

     2.1.20 Принимаем коэффициенты

К_FB=1,3

K_Fυ=1,2

K_Fα=0,91

Υ_В =1- βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]

     2.1.21 Расчетное напряжение изгиба

σ_F2= Υ_F1 Υ_В F_t / b₂ m_nK_FαK_FυК_FB     (2.24)

σ_F2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа

σ_F1= σ_F2 Υ_F1 / Υ_F2 =116·3,9/3,6=126 МПа    (2.25)

σ_F1=116·3,9/3,6=126 МПа

     Результаты  расчетов сводим в таблицу 2                    
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Таблица 2 – Параметры  зубчатой цилиндрической передачи,мм

 

2.2 Расчет клиноременной  передачи

2.2.1 Выбор типа  сечения ремня

По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового  ремня А нормального           сечения

2.2.2 Определяем  диаметра ведомого шкива d₂

d₂= d₁u( 1-ε )         (2.26)

     где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81]

     d₁=100 мм [1;с.89]

     d₂=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм

Принимаем d₂=355, по таблице К40 [1;с.449]

2.2.3 Уточняем фактическое  передаточное число u_ф

      u_ф= d₂/ d₁( 1-ε )          (2.27)

      u_ф=355/100(1-0,015)=3,6

       ∆u= u_ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%

2.2.4 Определяем  межосевое расстояние α, мм

α≥0,55(d₁ + d₂ ) +h(H)        (2.28)

где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]

α≥0,55(100+355)+8=258,25

     2.2.5 Определяем расчетную длину ремня L_Р 

L=2α+π/2(d₁ + d₂ )+(d₂ – d₁)²/4 α       (2.29)

L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) ²/4·258=1293 мм

Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

      2.2.6 Уточняем значение межосевого  расстояния

α=1/8[2L-π (d₂ +d₁)+√[ 2L-π (d₂ +d₁)]² -8(d₂ – d₁) ²]    (2.30)

α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] ² -8(355-100) ²]=354 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

      2.2.7 Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива

α₁ = 180º - 57º (d₂ – d₁₎/α        (2.31)   

α₁ = 180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º

      2.2.8 Определяем частоту пробегов  ремня

U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с ^-1        (2.32)

   2.2.9 Определяем  скорость ремня υ,м/с

υ=πd₁n₁/60·10³          (2.33)

υ=3,14·100·950/60·10³=4,97≤25 м/с

      2.2.10 Определяем допускаемую мощность

Р=Р _оС_РС_αС₁Сz          (2.34) 

где, Р _о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

        С_Р=1 – коэффициент динамической нагрузки;

     С_α=0,95 – коэффициент угла обхвата;

     С_υ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

     Сz=0,9 – коэффициент числа ремней  в комплекте

      С₁=1 – коэффициент влияния отношения L/l   [1;с.82]

   Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт

   2.2.11 Определяем количество клиновых ремней

z=Р_ном/Р            (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт

Принимаем z=4

      2.2.12 Определяем силу предварительно натяжения ремня

F_o=850 Р_ном С₁/ zυ С_α С_Р           (2.36)

F_o=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н

      2.2.13 Определяем окружную силу

F_t= Р_ном10³/υ

F_t= 2,32·10³/4,97=466 Н         (2.37)

   2.2.14 Определяем  силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей 

F₁= F_o + F_t/2z           (2.38)

F₁=109+466/2·4=167 Н

   2.2.15 Определяем  силу давления ремней на вал

F_on=2 F_oz·sin α₁/2          (2.39)

F_on=2·109·4· sin127º/2=780 Н 

Результаты расчета  сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Параметры  клиноременной передачи,мм

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

       3 Предварительный расчет валов редуктора

    Предварительный расчет валов редуктора ставит целью  определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала : ее диаметр и длину.

3.1

Ведущий вал

      (3.1)

=27,4 мм

где Т₂=82,9 Нм, вращающий момент на валу

       τ _adm = 30 МПа

Принимаем диаметр  выходного конца вала d_в1=30 мм

Диаметр вала под  подшипники принимаем d_п1=35 мм 

Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала 

3.2 вал ведомый

где Т₃=321,7 Нм, вращающий момент на валу

       τ _adm = 30 МПа

Принимаем d_в2=40 мм

Диаметр вала под  подшипники принимаем d_в2=45 мм

Диаметр под зубчатое колесо

d_к2=50 мм

Диаметр буртика

d₂=55 мм 

 
 
 

Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала

3.3 Конструктивные  размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется  за одно целое с валом

d₁=56 мм

d_а1=60 мм

d_f1=51 мм

b₁=60 мм

Колесо кованное

d₂=224 мм

d_а2=228 мм

b₂=56 мм

Диаметр ступицы

d_ст=1,6 d_к2

d_ст=1,6·50=80 мм

Длина ступицы

L _ст=(1,2…1,5) d_к2                                    

L _ст=(1,2…1,5)50=60..75     (3.2)   

Принимаем L _ст=70 мм

Толщина обода

δ=(2,5…4) m_n       (3.3)