Реферат: Привод ленточного транспортера

--PAGE_BREAK--Коэффициент KFv учитывает внутреннюю динамику нагружения:
Для косозубого зацепления: KFv = 1,12
Для шевронного зацепления: KFv = 1,04

KFα = КНα0 = 2
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжения у основания зубьев по ширине зубчатого венца:
KFβ = 0,18+0,82* KFβ0
Для косозубого зацепления:
KFβ = 0,18+0,82*1,23 = 1,189
KF = 1,12*1,189*2 = 2,662
mmin = 2,8*103*2,662*38,13*(4,27+1)/(110*44*290,04) = 1,07 мм
Для шевронного зацепления:
KFβ = 0,18+0,82*1,12 = 1,0984
KF = 1,04*1,0984*2 = 2,285
mmin = 2,8*103*2,285*156,59*(3,3+1)/(12*60*343,41) = 1,61 мм
Значит,
для косозубой передачи m = 1,5 мм;
для шевронной передачи m = 2 мм.
4. Суммарное число зубьев и угол наклона:
Для косозубого зацепления:
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс:
βmin = arcsin(4*m/b2) = arcsin(4*1,5/44) = 7,840
Суммарное число зубьев:

zs = 2*aw*cos βmin/m
zs = 2*110*cos(7,840)/1,5 = 145,3 ≈ 145
Действительное значение угла β:
β = arccos[zs*m/(2*aw)]
β = arccos(145*1,5/(2*110)) = 8,650
Для шевронного зацепления:
βmin = 250
zs = 2*125*cos(250)/2 = 113
β = arccos(113*2/(2*125)) = 250
5. Число зубьев шестерни и колеса:
Число зубьев шестерни:
z1 = zs/(u+1) ≥ z1min
Для косозубого зацепления:
z1 = zs/(u+1) = 145/(4,27+1) = 27,54 ≈ 28
z1min = 17*cos3 β = 17*cos38,650 = 17
Число зубьев колеса:
z2 = zs — z1 = 145 – 28 = 117
Для шевронного зацепления:

z1 = zs/(u+1) = 113/(3,3+1) ≈ 26
z1min = 17*cos3 β = 17*cos3250 = 13
z2 = zs — z1 = 113 – 25 = 87
6. Фактическое передаточное число:
uф = z2/ z1
Для косозубого зацепления:
uф = z2/ z1 = 117/28 = 4,18
Для шевронного зацепления:
uф = z2/ z1 = 87/26 = 3,35
Фактическое передаточное число отличается от заданного на 2% и на 1,3% соответственно, что меньше 4%.
7. Диаметры колёс:
Для косозубого зацепления:
Делительные диаметры:
Шестерни:
d1 = z1*m/cos β = 28*1,5/cos8,650 = 42 мм
Колеса:
d2 = 2*aw — d1 =2*110 – 42 = 178 мм
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс:
da1 = d1 + 2*(1 + x1 — y)*m = d1 + 2*m = 42 + 2*1,5 = 45 мм
df1 = d1 – 2*(1,25 — x1)*m = d1 – 2,5*m = 42 – 2,5*1,5 = 39 мм
da2 = d2 + 2*(1 + x2 — y)*m = d2 + 2*m = 178 + 2*1,5 = 181 мм
df2 = d2 – 2*(1,25 — x2)*m = d2 – 2,5*m = 178 – 2,5*1,5 = 174 мм
где y = — (aw – a)/m = — (110 – 108,75)/1,5 = -0,83
a = 0,5*m*( z2 + z1) = 0,5*1,5*145 = 108,75
Для шевронного зацепления:
Делительные диаметры:
Шестерни:
d1 = z1*m/cos β = 25*2/cos250 = 58 мм
Колеса:
d2 = 2*aw — d1 =2*120 – 58 = 192 мм
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс:
da1 = d1 + 2*(1 + x1 — y)*m = d1 + 2*m = 58 + 2*2 = 62 мм
df1 = d1 – 2*(1,25 — x1)*m = d1 – 2,5*m = 58 – 2,5*2 = 53 мм
da2 = d2 + 2*(1 + x2 — y)*m = d2 + 2*m = 192 + 2*2 = 196 мм
df2 = d2 – 2*(1,25 — x2)*m = d2 – 2,5*m = 192 – 2,5*2 = 187 мм
где y = — (aw – a)/m = — (125 – 113)/2 = -6
a = 0,5*m*( z2 + z1) = 0,5*2*113 = 113
8. Размеры заготовок:
Для косозубого зацепления:

Sзаг = b2 + 4 = 44 + 4 = 48 мм
Dзаг = da2 + 6 = 181 + 6 = 187 мм
Для шевронного зацепления:
Sзаг = b2 + 4 = 62 + 4 = 66 мм
Dзаг = da2 + 6 = 196 + 6 = 202 мм
9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям:
σН = Zσ/ aw *√(KH*T1*(uф+1)3/(b2*uф)) ≤ [σ]Н
Zσ = 8400 МПа1/2 (для косозубых передач)
Для косозубого зацепления:
σН = 8400/110*√(1,516*38,13*(4,18+1)3/(44*4,18)) = 504,67 МПа ≤ [σ]Н
Для шевронного зацепления:
σН = 8400/125*√(1,445*156,59*(3,35+1)3/(62,5*3,35)) = 633,35 МПа ≤ [σ]Н
10. Силы в зацеплении:
Для косозубого зацепления:
Окружная:
Ft = 2*103*T1/d1 = 2*103*38,13/42 = 1795,2 H
Радиальная:

Fr = Ft*tgα/cosβ = 1795,2*tg200/cos8,650 = 661 H
Осевая:
Fa = Ft*tgβ = 1795,2*tg8,650 = 273 H
Для шевронного зацепления:
Окружная:
Ft = 2*103*T1/d1 = 2*103*156,59/58 = 5444,4 Н
Радиальная:
Fr = Ft*tgα/cosβ = 5444,4*tg200/cos250 = 2192,2 Н
Осевая:
Fa = Ft*tgβ = 5444,*tg250 = 2574,82 Н
11. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:
Расчетное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
σF2 = КF*Ft*YFS2*Yβ*Yε/(b2*m) ≤ [σ]F2
в зубьях шестерни:
σF1 = σF2* YFS1/ YFS2 ≤ [σ]F1
Для косозубого зацепления:
В зависимости от ZV = Z/cos3β коэффициент YFS :
колеса
ZV = Z/cos3β = 117/ cos38,650 = 121,08 YFS = 3,59
шестерни
ZV = Z/cos3β = 28/ cos38,650 = 28,98 YFS = 3,8
Значение коэффициента, учитывающего угол наклона зубьев в косозубой передаче, вычисляют по формуле:
Yβ = 1 – β/100 = 1- 8,65/100 = 0,92
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
Yε = 0,65 (для всех)
σF2 = 2,662*1795,2*3,59*0,92*0,65/(44*1,5) = 154,38 МПа ≤ [σ]F2
σF1 = 154,38*3,8/3,59 = 163,41 МПа ≤ [σ]F1
Для шевронного зацепления:
В зависимости от ZV = Z/cos3β коэффициент YFS :
колеса
ZV = Z/cos3β = 83/ cos3250 = 113,85 YFS = 3,59
шестерни
ZV = Z/cos3β = 25/ cos3250 = 34,29 YFS = 3,7
Yβ = 1 – β/100 = 1- 25/100 = 0,75
σF2 = 2,285*5444,4*3,59*0,75*0,65/(62,5*2) = 173,43 МПа ≤ [σ]F2
σF1 = 173,43*3,7/3,59 = 178,74 МПа ≤ [σ]F1
Результаты расчета зубчатых передач приведены в таблице 2:
Таблица 2
Параметры
Передача
косозубая
шевронная
aw, мм
110
125
b2, мм
44
62,5
βmin, град
8
25
m, мм
1,5
2
zs
145
113
z1
28
26
z2
117
87
uф
4,18
3,35
d1, мм
42
58
d2, мм
178
192
dа1, мм
45
62
dа2, мм
181
196
df1, мм
39
53
df2, мм
174
187
б) Кэ – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:
Кэ = Кд*Кс*Кθ*Крег*Кр,
Кд = 1 – динамичность нагрузки (равномерная),
Крег = 1,25 – регулировка межосевого расстояния (нет),
Кθ = 1 – положение передачи (θ ≤ 600),
Кс = 1,5 – способ смазывания (периодический),
Кр = 1,25 – режим работы (двухсменный);
Кэ = 1*1,5*1*1,25*1,25 = 2,344;
в) z1 – число зубьев ведущей звёздочки:
z1 = 29 – 2*u = 25
г) [pц] = 28 Н/мм2 – допускаемое давление в шарнирах цепи;
д) ν – число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР ν = 1.
р = 2,8*3√(497,92*103*2,344 / (1*25*28)) = 33,2
Округляем до ближайшего стандартного р = 38,1.
2. Число зубьев ведомой звёздочки
z2 = z1*u = 25*2 = 50
Округляем до целого нечётног z2 = 51
3. Фактическое передаточное число
uф = z2 / z1 = 51/25 = 2,04
Отклонение фактического передаточного числа от заданного:
∆u = (uф-u)/u*100% = 2 % < 4%.
4. Оптимальное межосевое расстояние
Из условия долговечности цепи а = (30…50) р следует
aр = а / р = 40,

где aр – межосевое расстояние в шагах.
5. Число звеньев цепи
lр = 2aр + 0,5*(z2+z1) + [(z2 — z1)/2π]2 / aр = 118.
6. Уточнённое межосевое расстояние
at = 0,25* {lр – 0,5(z2+z1) + √([lр- 0,5(z2+z1)]2 – 8*[(z2 — z1)/(2π)]2)} = 39,785
7. Фактическое межосевое расстояние
a = ар * р = 39,785*38,1 = 1515,8 мм,
Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние ам = 0,995а.
8. Длина цепи
l = lp * p = 4495,8 мм
9. Диаметры звёздочек.
Диаметр делительной окружности:
ведущей звёздочки:
dd1 = p / sin(1800/ z1) = 304 мм
ведомой звёздочки:

dd2 = p / sin(1800/ z2) = 618,9 мм
Диаметр окружности выступов:
ведущей звёздочки:
Dе1 = p*(K + Кz1 – 0,31/λ) = 324,8 мм,
где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба;
Кz1 – коэффициент числа зубьев:
Кz1 = ctg 1800/ z1 = 7,92
λ – геометрическая характеристика зацепления:
λ = р/d1 = 3,43
где d1 = 11,1 мм – диаметр ролика шарнира цепи
ведомой звёздочки:
Dе2 = p*(K + Кz2 – 0,31/λ) = 641 мм,
где
Кz2 = ctg 1800/ z2 = 16,21
Диаметр окружности впадин:
ведущей звёздочки:
Di1 = dd1 – (d1 – 0,175*√dd1)= 295,9 мм;

ведомой звёздочки:
Di2 = dd2 – (d1 – 0,175*√dd2)= 612,2 мм.
Проверочный расчет.
10. Проверка частоты вращения меньшей звёздочки:
n1 ≤ [n]1,
где n1 = 50,93 об/мин – частота вращения тихоходного вала редуктора;
[n]1 = 15*103/p = 393,7 об/мин – допускаемая частота вращения.
50,93 < 393,7.
11. Проверка числа ударов цепи о зубья звездочек:
U ≤ [U],
где U – расчетное число ударов цепи:
U = 4*z1*n1/(60*lp) = 0,72;
[U] – допускаемое число ударов:
[U] = 508/р = 13,33;
0,72 < 13,33.
12. Фактическая скорость цепи:
υ = z1*p*n1/(60*103) = 0,8 м/с.

13. Окружная сила, передаваемая цепью:
Ft = P1*103/υ = 3162 Н,
где P1 = 2,556 кВт — мощность на ведущей звездочке.
14. Проверка давления в шарнирах цепи:
Pц = Ft*Kэ/A ≤ [Рц],
где а) А – площадь проекции опорной поверхности шарнира:
A = d1*b3 = 281,94 мм2,
где d1 и b3 – соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи:
d1 = 11,1 мм,
b3 = 25,4 мм;
б) [Рц] = 35 МПа – уточненное;
Pц = 26,28 МПа < [Рц].
15. Проверка прочности цепи.
Прочность цепи удовлетворяется соотношением:
S ≥ [S],
где [S] = 7,5 – допускаемый коэффициент запаса прочности;
S – расчетный коэффициент запаса прочности:
S = Fp / (Ft*Kд + F0 + Fυ),
где а) Fp = 124587 Н – разрушающая нагрузка цепи;
б) F0 – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:
F0 = Kf*q*a*g,
где Kf = 3 – коэффициент провисания для передач, наклоненных к горизонту до 400;
q = 5,5 кг/м – масса 1 м цепи;
а = 1,5158 м – межосевое расстояние;
g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения;
F0 = 245 Н;
в) Fυ – натяжение цепи от центробежных сил:
Fυ = q*υ2 = 3,6 Н;
S = 36,5 > [S].
16. Сила давления на вал:
Fоп = kв*Ft + 2*F0 = 4127 Н,
где kв = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.
РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА
1. Проектный расчёт валов:
Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов:
для быстроходного (входного) вала:
d ≥ (7…8)* 3√ТБ = 7,5*3√38,13 = 25 мм
dП ≥ d + 2*t = 25 + 2*2,2 =30 мм
dБП ≥ dП + 3*r = 30 + 3*2 = 36 мм;
для промежуточного:
dК ≥ (6…7)* 3√ТПР = 6,5*3√156,59 = 40 мм
dБК ≥ dК + 3*f = 40 +3*1,2 = 48 мм,
dП = dК – 3*r = 40 – 3*2,5 = 35 мм
dБП ≥ dП + 3*r = 35+3*2,5 = 40 мм;
для тихоходного (выходного) вала:
d ≥ (5…6)* 3√ТТ = 5,5*3√497,92 = 45 мм
dП ≥ d + 2*t = 45 + 2*2,8 = 50 мм
dБП ≥ dП + 3*r = 50 + 3*3 = 60 мм,
где t – высота заплечика,
r – координата фаски подшипника,
f – размер фаски колеса.
2. Выбор типа подшипников.
1) Быстроходный вал.
Шариковые радиальные однорядные, посадочный диаметр 30 мм, легкая серия 206 (Сr = 19,5кН, С0r = 10 кН).
Схема установки – враспор.
2) Промежуточный вал.
Шариковые радиальные однорядные, посадочный диаметр 35 мм, легкая серия 207 (Сr = 25,5кН, С0r = 13,7 кН).
Схема установки – плавающая.
3) Тихоходный вал.
Роликовые конические однорядные, посадочный диаметр 50 мм, легкая серия 7210 (α = 12 ч 16о, Сr = 56кН, С0r = 40 кН).
Схема установки – враспор.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Быстроходный вал:
FР = 402 H
Ft = 1795 H
Fr = 661 H
Fa = 273 H
d1 = 42 мм
a = 84 мм
b = 48 мм
c = 150 мм
d = 48 мм
Найдём радиальные реакции в опорах вала:
Вертикальная плоскость:
∑МВ = 0; — FР*(a+b+c+d) + ZA*(b+c+d) + Fr*(c+d) + Fr*d = 0
ZA = [ FР*(a+b+c+d) — Fr*(c+d) — Fr*d ]/ (b+c+d)
ZA = — 122 H
∑МA = 0; — FР*a — Fr*b — Fr*(b+c) + ZB*(b+c+d) = 0
ZB = [ FР*a + Fr*b + Fr*(b+c)]/ (b+c+d)
ZB = 798 H
Горизонтальная плоскость:
∑МВ = 0; — YA* (b+c+d) + Ft * (c+d) + Ft * d = 0
YA = 1795 H
∑МA = 0; — Ft * b — Ft * (b+c) — YB* (b+c+d) = 0
YB = 1795 H
Суммарные радиальные реакции:
RA = √( YA2 + ZA2) = 1799 Н
RВ = √( YВ2 + ZВ2) = 1964 Н
Эпюры изгибающих моментов:
Мy :
CA: 0 ≤ х1 ≤ a; Мy (х1) = — FР* х1 ,
Мy (0) = 0, Мy (a) = — 33,8 Н*м
AD: 0 ≤ х2 ≤ b; Мy (х2) = ZA* х2 — FР* (a+х2),
Мy (0) = -33,8 Н*м, Мy (b) = — 58,9 Н*м
BE: 0 ≤ х3 ≤ d; Мy (х3) = — ZВ* х3,
Мy (0) = 0, Мy (d) = — 38,3 Н*м
ED: 0 ≤ х4 ≤ c; Мy (х4) = — ZB*(d+х4) + Fr* х4,
Мy (0) = — 38,3 Н*м, Мy (c) = — 58,9 Н*м.
Мz :
CA: 0 ≤ х1 ≤ a; Мz (х1) = 0
AD: 0 ≤ х2 ≤ b; Мz (х2) = -YA* х2,
Мz (0) = 0, Мz (b) = — 86,2 Н*м
BE: 0 ≤ х3 ≤ d; Мz (х3) = — YВ* х3,
Мz (0) = 0, Мz (d) = — 86,2 Н*м
ED: 0 ≤ х4 ≤ c; Мz (х4) = Ft*х4 — YB*(d+х4),
Мz (0) = — 86,2 Н*м, Мz (c) = — 86,2 Н*м.
Эпюра крутящего момента T:
DE: 0 ≤ х ≤ c; T = Fa*0,5 d1 = 5,73 Н*м;
Эпюра суммарного изгибающего момента МИ:
МИ = √(Мy2 + Мz2)
МИ (C) = МИ (B) = 0; МИ (A) = 33,8 Н*м.;
МИ (D) = 104,4 Н*м.; МИ (E) = 94,3 Н*м.
Проверка вала по напряжениям изгиба:
Mэк = Mэк (D) = √( МИ2 + Т2) = 104,5 Н*м.
32*Mэк/(π*d13) ≤ [σ]F
14,4 МПа ≤ [σ]F
Расчет вала на сопротивление усталости.
Проверочный расчет вала, заключающийся в определении коэффициента прочности в опасном сечении, выполняют по формуле:
S = Sσ * Sτ / √( Sσ2 + Sτ2) ≥ [S]
Допускаемый коэффициент запаса прочности:
[S] = 1,5 ч 2,5
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Sσ = σ-1/ [kσ*σa /(εσ*β) + ψσ*σm],
где σ-1 = 420 МПа – предел выносливости стали,
kσ = 1,8 — эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,
εσ = 0,75 – масштабный фактор для нормальных напряжений,
β = 0,95 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости,
σa – амплитуда цикла нормальных напряжений:
σa = σи = Ми / (0,1* d3) = 14,5 МПа
σm – среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
σm = 4* Fa / (π * d2) = 0,2 МПа
ψσ = 0,25
Sσ = 11,45.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Sσ = τ-1/ [kτ*τa /(ετ*β) + ψτ*τm],
где τ-1 = 250 МПа – предел выносливости стали,
kσ = 1,37
ετ = 0,75
β = 0,95
τa = τm = 0,5* T / (0,2* d3) = 0,39 МПа
ψτ = 0,1
Sτ = 316,9.
S = 11,4 > [S].
Проверим выбор подшипника.
Посадочный диаметр d = 30 мм, лёгкая серия 206 (Сr = 19,5 кН, С0r = 10 кН).
Требуемая долговечность:
[Lh] = L*365*8*3 = 43800 ч
Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов:
L = (Сr/P)p,
где Сr = 19,5 кН – динамическая грузоподъёмность по каталогу,
Р – эквивалентная динамическая нагрузка,
р = 3 – показатель степени для шарикоподшипников.
Номинальная долговечность в часах:
Lh = 106*L/ (60*n) = 106 * (Сr /P)p / (60*n)
Для определения эквивалентной нагрузки находим отношение:
Fa/(V*Fr) = 0 < e ,
значит X = 1, Y = 0; Кб = 1,4, Кт = 1.
Р = V*Fr *KБ*КТ = 925,4 Н
L = 9356,5 (млн.об.)
Lh = 217340,3 ч.
Т.к. Lh > [Lh], то выбранный подшипник подходит
Промежуточный вал:
Ft = 1795 H
Fr = 661 H
Fa = 273 H
d2 = 178 мм
Ft1 = 5444 H
Fr1 = 2192 H
Fa1= 2575 H
d1 = 58 мм
a = 50 мм
b = 75 мм
c = 75 мм
d = 50 мм
Найдём радиальные реакции в опорах вала:
Вертикальная плоскость:
∑МВ = 0; ZA*(a+b+c+d) — Fr*(b+c+d+d) + Fr1*(c+d) = 0
ZA = — 435 H
∑МA = 0; Fr*(a+a+b+c) — Fr1*(a+b) + ZB*(a+b+c+d) = 0
ZB = 435 H
Горизонтальная плоскость:
∑МВ = 0; — YA* (a+b+c+d) — Ft * (b+c+d+d) + Ft1 * (c+d) = 0
YA = 927 H
∑МA = 0; Ft * (a+a+b+c) — Ft1 * (a+b) + YB* (a+b+c+d) = 0
YB = 927 H
Суммарные радиальные реакции:
RA = √( YA2 + ZA2) = 1024 Н
RВ = √( YВ2 + ZВ2) = 1024 Н
    продолжение
--PAGE_BREAK--