Привод ленточного транспортера 2 (стр. 3 из 7)

Радиальное усилие на шестерне, равное осевому усилию на колесе [5]:

Fr1 = Fa2 =Ft×(tga×cosd1),(48)

гдеa - угол профиля (a = 20° [5]).

Осевое усилие на шестерне, равное радиальному усилию на колесе [5]:

Fa1 =Fr2 = Ft×(tga×sind1),(49)

По формуле (48):

Fr1 = Fa2 =2069(tg20°×cos15,6°) = 725,3 Н.

Fr2=Fa1 =2069(tg20°×sin15,6°) = 202,5 Н.

= = 213 МПа.

Изгибное напряжение достаточно:

.

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

– крутящий момент на валу колеса, Т3, Н×м418,66;

– передаточное отношение, u 3,55;

– частота вращения вала II, n2, об/мин358.

Рисунок 2 - Кинематическая схема цилиндрической зубчатой передачи.

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

Материал колеса и шестерни представлен в табл. 2.

Таблица 2 - Материалы зубчатых колес

Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 35 ХМ	Сталь 35 ХМ
НВ	269-302	269-302
HRC	48-53	-- --

Расчет допускаемых напряжений приведен в п. 2.1.

3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи

Расчет параметров зубчатой передачи произведен на ЭВМ в программе ДМ – 1. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении 1.

Зубчатая передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.

Межосевое расстояние aw, мм [2]:

,(50)

где u – передаточное отношение;

К – вспомогательный численный коэффициент (К = 315);

Тр – расчетный момент, Н×мм;

[sН] – допускаемое контактное напряжение, МПа;

yа – коэффициент ширины венца [5].

Тр = Тmax× КНД× КН,(51)

где КНД – коэффициент долговечности [2];

КН – коэффициент нагрузки [2].

Полученное значение межосевого расстояния округлено до ближайшего стандартного по единому ряду главных параметров [2].

Ширина колеса b2, мм [2]:

b2 = yа× aw,(52)

Ширина шестерни b1, мм [2]:

b1 =1,12b2(53)

Полученные значения округлены до стандартных.

Контактное напряжение sН, МПа [2]:

, (54)

Коэффициент нагрузки уточнен по фактической скорости u, м/с [2]:

,(55)

где aw – межосевое расстояние, м.

Окружная сила Ft, Н [2]:

,(56)

Модуль m, мм [2]:

,(57)

где К – коэффициент (К = 5 [2]);

КFД – коэффициент долговечности по изгибу [2];

КF –коэффициент нагрузки по изгибу 2];

b – ширина зубчатого колеса, мм;

[sF] – допускаемое напряжение, МПа [2];

Полученное значение модуля округляется до ближайшего стандартного в соответствии с предпочтительным рядом модулей [2].

Суммарное число зубьев zS, [2]:

zS = z1+z2 = 2×aw/m×cosb,(58)

гдеz1 – число зубьев шестерни;

z2 – число зубьев колеса;

b – угол наклона линии зуба (b = 10).

Полученное значение округляется до ближайшего меньшего целого числа и принимается за окончательно значение zS.

Число зубьев шестерни z1 [2]:

,(59)

Округленное до ближайшего целого числа z1 принимают за окончательное значение.

Число зубьев колеса z2 [2]:

z2 = zS - z1,(60)

Фактические изгибные напряжения sF, МПа [2]:

,(61)

где YF – коэффициент формы зуба [2].

Фактические напряжения не должны превышать допускаемых больше чем на 5 %.

3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Цель геометрического расчета – определение делительных диаметров, диаметров вершин и впадин зубьев.

Для расчета необходимо знать:

– межосевое расстояние;

– числа зубьев колеса и шестерни;

– модуль.

Расчет произведен на ЭВМ, результаты приведены в соответствующих таблицах.

Алгоритм расчета:

Делительный диаметр d, мм [2]:

d = m×z/cosb,(62)

Диаметр вершин da, мм [2]:

da = d+2×m(1+x),(63)

где х – смещение.

Диаметр впадин df, мм [2]:

df = d - 2×m(1,25 - x),(64)

3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач

Окружная сила по формуле (60).

Осевая сила Fa, Н [2]:

Fa = Ft×tgb,(65)

Радиальная сила Fr, Н [2]:

,(66)

гдеtgan = 0,364 [2].

Нормальная сила Fn, Н [2]:

,(67)

В косозубых передачах tgb =0,176 и cosb = 0,984 [2].

Расчеты произведены на ЭВМ в программе ДМ-1 и приведены в таблицах.

4. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

– крутящий момент на валу ведомой звездочки Т4, Н×м; 2479,3;

– передаточное отношение, u 6,3;

– частота вращения вала ведомой звездочки, n4, об/мин16.

Рисунок 3-Кинематическая схема цепной передачи.

Расчет параметров цепной передачи произведен на ЭВМ. Результаты расчета и исходные данные приведены в приложении.

Цепная передача рассчитана по приведенному ниже алгоритму.

Число зубьев ведущей звездочки [2]:

z1 =29 – 2×u,(68)

Число зубьев ведомой звездочки [2]:

z2 = z1×u,(69)

Уточняем передаточное отношение :

u = z2/z1,(70)

Определяем коэффициент Кэ [2]:

Кэ = k1×k2×k3×k4×k5×k6,(71)

гдеk1 – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (k1 = 1 [2]);

k2 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (k2 = 1 [2]);

k3 – коэффициент, отражающий влияние угла наклона линии центров к горизонту (k3 = 1 [2]);

k4 – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения (k4 = 1,25 [2]);

k5 – коэффициент, учитывающий влияние способа смазывания цепной передачи (k5 = 1,5 [2]);

k6 – коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки (k6 = 1 [2]);

Кэ = 1×1×1×1,25×1,5×1 = 1,875.

Шаг цепи [2]:

,(72)

Предварительно принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление по нормам DIN 8195. [р] = 22 МПа [2]

Скорость цепи [2]:

,(73)

Расчетное давление [2]:

,(74)

Условие р

[р] выполнено.

По [Табл. 10.1, 2] выбрана приводная однорядная цепь нормальной серии:

Цепь ПРЛ- 38,1 – 100 ГОСТ 13568 – 75.

Параметры цепи приведены в табл. 3.

Межосевое расстояние [2]:

a = 40×t,(75)

a = 40×50,8 = 2032 мм.

Число звеньев цепи [2]:

Lt = 2×at+0,5×zc+D2/at,(76)

zc = z1+z2,(77)

D = (z2 - z1)/2×p,(78)

По формуле (77):

zc = 18+101 = 119.

По формуле (78):

D = (101 - 18)/2×3,14 = 13,216.

По формуле (76):

Lt = 2×40+0,5×119+13,2162/40 = 143,8.

По рекомендации [2] Lt = 142.

Расчетная длина цепи [2]:

L = Lt×t,(79)

L = 142×38,1 = 5410,2 мм.

Проверка цепи по числу ударов [2]:

,(80)

=0,852с-1.

Допускаемое значение [2]:

[w] = 508/t,(81)

[w] = 508/50,8 = 10 с-1.

Условие w

[w] выполнено.

Коэффициент запаса прочности цепи [2]:

,(82)

гдеFв – разрушающая нагрузка цепи (Fв = 60 кН).

Окружная сила:

,(83)

где dд1 – диаметр делительной окружности, мм.

, [2],(84)

По формуле (83):

Нагрузка от центробежных сил [2]:

Fц = m×u2,(85)

Fц = 2,6×1,052 = 2,86 Н.

Сила от провисания цепи [2]:

Ff = 9,81×kf×m×a,(86)

где kf = 6 [2].

Ff = 9,81×6×2,6×2032×10-3 = 310,97 Н.

По формуле (82):

Из [Табл. 10.2, 2] следует, что [s] ³ 8,9.

Условие s ³ [s] выполнено.

Нагрузка на вал звездочки [1]:

F = Ft+2×Ff,(87)

F = 6260+2×310,97 = 6882 Н.

Расчеты произведены на ЭВМ и сведены в таблицу 4.

5. Ориентировочный расчет валов

Исходные данные:

– крутящий момент на входном валу, Т1, Н×м32,67;

– крутящий момент на промежуточном валу, ТII, Н×м124,14;

– крутящий момент на выходном валу, ТIII, Н×м418,66.

Ориентировочный расчет валов служит для назначения диаметров валов из расчета по крутящему моменту и по касательным напряжениям.

Диаметр вала d, мм [1]:

,(88)

где Т – крутящий момент на соответствующем валу, Н×м;

tдоп – допускаемое контактное напряжение, МПа.

Расчет вала I

Ведущий вал – вал-шестерня коническо-цилиндрического редуктора проектируется ступенчатым (рисунок 4).

Рисунок 4-Ведущий вал

Диаметр хвостовика d1, мм рассчитан по формуле (88) при Т1 = 32,67 Н×м и tдоп = 25 МПа[1]:

d1

= = 18,81 мм.