Проект привода к ленточному конвейеру

Ширина шестерни

                                        _(4.8) 

_{4.3Определение  геометрических размеров  зацепления}

_{Геометрические  размеры зацепления [1,с.174], мм}

_{Диаметры  окружностей выступов}

      _{dai=di+2m;  (4.9)}

_{da1=69+2·1,6=72 мм;}

_{da2=250+2·1,6=253 мм.}

_{Диаметры  окружностей впадин}

      _{dri=di - 2,5m;    (4.10)}

                                           _{dr1=69-2,5·1,6=65 мм;}

_{dr2=250-2,5·1,6=246 мм.} 

_{4.4Силы, действующие в зацеплении}

      _{по[3,c.113]}

_{Окружная:}

      _{Ft=2T2/d1=2·165600/69=4994 Н. (4.11)}

_{Радиальная:}

      _{Fr=Ft·tgα/cosβ=4994·0,364/1=1818 Н. (4.12)}

_{Осевая:}

      _{Fa=Ft·tgβ=4994·tg0°=0 Н. (4.13)} 

_{4.5Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба}

      по [3,с.157]

                        _(4.14)

_{где YF – коэффициент формы зуба;}

      _{KF – коэффициент нагрузки, принимаем равным 1,1;}

      _{Yβ – коэффициент наклона зубьев,при β=0 принимаем равным 1.}

_{Значение  коэффициента формы  зуба по таблице1.5[3,c.158]} 

             _{YF1=3,7 – для шестерни;}                              

             _{YF2=3,6 – для колеса; (4.15)}

             

_75>71. 

_{Проверку  проводим по зубьям колеса как по менее прочному} 

 

_{Прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба обеспечена.} 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

5.Проектный расчет валов  
 

         В редукторах общего назначения обычно применяются валы из сероуглеродистой стали 45, улучшение, с твердостью 200 НВ[3,c.121].

         Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1,c.42].

для быстроходного  вала

                                _(5.1)

                                _(5.2)

                            

_{для тихоходного вала}

                                _(5.3)

                            

                            

         _{Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал шестерен, зубчатых колес, подшипников и т.д. [2,c.158].Все диаметры назначают в соответствии с ГОСТ 6636-89 [1,с.289].} 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

6.Выбор подшипников  

        _{Для опор валов цилиндрической прямозубой передачи редуктора предварительно намечаем радиальные шариковые подшипники, легко серии по посадочному диаметру dП.}

_{Таблица 1}

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

7.расчет ременной передачи  
 

        По номограмме [4,c.330] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁=730об/мин и передаваемой мощности P=5,5кВт принимаем сечение клинового ремня Б. 

Вращающий момент

                                   _(7.1)

Диаметр меньшего шкива

                           _(7.2)

_{Диаметр большого шкива}

                    _(7.3)

_{согласно  таблице 7.8[4,c.133] принимаем d2=315мм.}

_{Уточняем  передаточное число} 

                                 _(7.4)

_{при этом угловая скорость вала будет}

                                      _(7.5) 

_{Межосевое расстояние}

                  _(7.6)

_{где T0 – высота сечения ремня по таблице 7.7[4,c.132] ,}

                                        _(7.7)

_{Принимаем предварительно близкое  значение ар=450мм.} 

_{Расчетная длина ремня}

_{ближайшее  значение по стандарту  таблица 7.7[4,c.132] L=1600м.} 

_{Уточнение межосевого расстояния с учетом стандартной длинны ремня}

                                _(7.8)

_{где  W=0,5π(d1+d2)=0,5 π(125+297)=663мм,}

        _{y=(d2-d1)²=(297-125)²=29584мм²,}

              

_{Угол  обхвата меньшего шкива}

                    _(7.9)

_{Число ремней в передаче}

                                           _(7.10)

_{где Кд – коэффициент динамичности и режима работы;}

       _{Р0 – мощность передаваемая одним ремнем;} 

       _{К=Кα·Кl·Кz =0,92·0,95·0,95=0,8303 – корректирующий коэффициент,}

                                 

_{принимаем три ремня.}

_{Предварительное натяжение одного ремня}

                                      _(7.11)

        _{где Ki – коэффициент передаточного отношения, изменяется от 1,12 до 1,14;}

              _{Fv  – дополнительное натяжение ремня от действия центробежных сил;}

      _{Кα – коэффициент угла обхвата, таблица 3.7[4,c.23];}

              _{Кl – коэффициент, учитывающий влияния длины ремня на его ресурс, таблица 3.8[4,c.23].}

   _(7.11)

_{где ρ – плотность ремня, для клиновых ремней равна 11000…1250 кг/м³;}

      _{А – площадь  поперечного сечения  ремня(для сечения  Б А= 138 мм²).}

                               

_{Радиальная  сила, действующая  навал}

_{где                                    (7.12)}

                           

                          

  

8.Проверочный расчет валов 
 

8.1Быстроходный (ведущий) вал

 

          _{8.1.1 Определяем реакции в подшипниках}

          _{Дано: Ft=4994H, Fr=1818H, Fa=0H, L=118мм, L1=59мм, d1=63мм,}            

           _{Lм=66,5мм, Fм=1411Н.} 

          _{Вертикальная плоскость:}

          _∑M3=0;

             _(8.1)

_∑M1=0;

     _(8.2)

_{8.1.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно Х:}

            _{Мx1=0; Mx2=RAy·L1=114·59·10^-3=6,7H·м; Mx4=0;}

                    _{Mx3=-Fм·Lм=-1411·66,5·10^-3=-93,8Н·м;}

                    _{Mx2=-Fм(Lм+L1)+RBy·L1=-1411· (66,5+59)-1297·59=-254Н·м.} 

_{Горизонтальная  плоскость:}

                 _{RAx=RBx=Ft/2=4994/2=2497H. (8.3)} 

_{8.1.3 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:}

    _{My2=0; My3=-RAx·L1=-2497·59·10^-3=-147Н·м; My4=0.} 

_{8.1.4 Строим эпюру крутящих моментов:}

                     _{Mк=Ft·d1/2=4994·63/2=157Н·м.  (8.4)} 

_{8.1.5 Определяем суммарные реакции:}

                         _(8.5)

                         _(8.6) 

8.2 Расчет ведущего вала на выносливость 

          _{В этом расчете для опасных сечений вала вычисляем общий коэффициент запаса выносливости [1,c.288]}

_(8.7) 

          _{где [n]=1,5÷5[1,c.288]-рекомендуемая величина коэффициента выносливости;}

          _{nσ-коэффициент запаса выносливости с учетом только нормальных напряжений (изгиб) [1,c.288];}

          _{nτ-коэффициент запаса выносливости с учетом только касательных напряжений (кручение) [1,c.288];}

          _(8.8)    

                                                                                              

             _{В этих формулах σ-1 и τ-1 предел выносливости материала вала при  
симметричном цикле напряжений изгиба и кручения соответственно, МПа}

      _{σ-1=0,43σв;                            (8.9)}

      _{τ-1=(0,5÷0,58) σ-1; [1,c.288]    (8.10)}

             _{σaτa и σmτm – амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений;}

             _{Kσ;Kτ – эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба и кручения в опасном сечении [1,c.290];}