Привод конвейера (стр. 2 из 3)

Δu =

Диаметры колес делительные.

- диаметр шестерни:

d₁ = Z₁ / cosβ (3.21)

d₁= 18*4/1= 72 мм

- диаметр колеса:

d₂ = 2a_w– d₁ (3.22)

d₂= 2*130-72=188 мм

Диаметры d_a и d_fокружностей вершин и впадин зубьев колес.

- Для шестерни:

d_a1 = d₁ + 2*(1 + x₁ –y)*m (3.23)

d_a1 = 72 + 2*(1 + 0 - 0)*4=80 мм

d_f1 = d₁ - 2 *(1,25 - x₁)m (3.24)

d_f1 = 72 – 2*(1,25 - 0)*4=62 мм

- Для зубчатого колеса:

d_{a2 =} d₂+2*(1+x₂-y)*m = 188+2*(1+0-0)*4=196 мм

d_{f2 =} d₂-2*(1,25-x₂)*m = 188-2*(1,25-0)*4= 178 мм

где

y = - (a_w- a)/m = - (130 - 130) /4 = 0 – коэффициент воспринимаемого смещения

a = 0,5*m*(Z₂+Z₁) = 0,5*4*(47 + 18) = 130 – делительное межосевое расстояние, мм

x₁ =0 –коэффициент смещения шестерни;

x₂= - x₁ = 0 – коэффициент смещения зубчатого колеса.

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение

σ_{H =}

[σ]_H(3.25)

σ_H=

= 522<591 мПа

Погрешность

∆σ_H =

(3.26)

∆σ_H

Силы в зацеплении.

- окружная

F_t = (2*3¹⁰*T₁)/d₁ (3.27)

F_t =

радиальная

F_r = F_t*tgα/cosβ (3.28)

F_r =

= 3986*0,364 = 1451H

осевая

F_a=F_t * tgβ (3.29)

F_a = 3986*0 = 0 H

Проверка зубьев колес по направлениям изгиба.

Расчетное значение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 =

(3.30)

σ_F2=

Расчетное значение изгиба в зубьях шестерни:

σ_F1 = σ_F2Y_FS2

[σ]_F1 (3.31)

σ_F1 =

= 85,1 <194 мПа

Ориентировочный расчет валов

Определение диаметров валов.

d_вi = ≥(5÷8)

(4.1)

d_в1 = (5÷8)

7* =35,9 мм

Принимаем d_в1 = 35мм

d_в2 = (5÷8)

6,5* = 45,1 мм

Принимаем d_в2 = 45 мм

Диаметры валов под подшипники.

d_п1 = d_в1+(4÷6)=35+5=40 мм

d_п2 = d_в2+(4÷6)= 45+5=50 мм

Диаметры валов под колесо.

d_к1 = d_п1+(4÷6)=40+50=45 мм

d_к2 = d_п2 +(4÷6)= 50+5=55 мм

Расстояние от вершины зуба до внутренней стенки редуктора.

a≥

+3, мм (4.2)

L = a_w +

мм

a =

+3 = 9,4 мм

Принимаем а=10 мм

Расчет валов на изгиб.

Задаемся подшипниками легкой серии:

- для ведущего вала 208;

- для ведомого вала 210.

ΣМ(А)=0

*0+F_r* l – * l= 0

H

ΣM(B)=0

-F_r*( l - l₁)=0

H

Проверка

Σx = 0

R

- F_r+ R = 0

725,5 – 1451 + 725,5 = 0

Найдем поперечную силу Q:

I участок 0 ≤ Z_I≤ l₁

Q_I = R

=725,5 H

Найдем изгибающий момент М_и

М_иI = +R

* Z_I

При Z_I = 0; M_иI = 0

При Z_I = l₁;M_иII = R

*l₁ = 725,5*53,5 = 38814 Н*м;

Для ведущего вала:

При Z_I = 0; M_иI = 0

При Z_I = l₁;M_иI = R

*l₁ = 725,5*50,5,5 = 36637,7 Н*м;

II участок l₁≤Z_II ≤l

Q_II = +R

- F_r = 725,5 – 1451 = -725,5 H

M_ИII = + R

*l₁ – F_r(l₁ – l₁) = 38814 H*м = M_ИI

Для ведущего вала:

M_ИII = + R

*l₁ – F_r(l₁ – l₁) = 36637,7 H*м = M_ИI

ΣM(A^a) = 0

-R

*0+F_a*l₁-R *l = 0

т.к. передача прямозубая, то F_a = 0, следовательно, R

= R = 0

Н

Н

участок 0 ≤ Z_I≤ l₁

Q_I = R

= 1993 H

М_иI = R

* Z_I

При Z = 0; М_иI = 0

При Z = l; М_иI = R

* l₁ = 1993*5,5 = 106625,5 H*м

Для ведущего вала:

При Z = 0; М_иI = 0

При Z = l; М_иI = R

* l₁ = 1993*50,5 = 100646,5 H*м

II участок l₁≤Z_II ≤l

Q_II = R

* l₁ = 1993 - 3986 = -1993 Н

М_иII = R

* l₁ - F_t*(l₁ – l₁) = 1993*53,5 = 106625,5 H*м

Для ведущего вала:

М_иII = R

* l₁ - F_t*(l₁ – l₁) = 1993*50,5 = 100646,5 H*м

R_A = R_B = 2120,9 H

Проверка подшипников

Ресурс подшипника.

(5.1)

F_E = (V*x*F_r*Y*F_a) *k_σ*k_T (5.2)

F_a = 0;

F_r = R_A = R_B;

V = 1 - коэффициент вращения;

k_σ = (1,3….1,5) – коэффициент динамической нагрузки;

k_T = 1 – температурный коэффициент;

Р = 3 для шариковых подшипников.

F_E = (1*1*2120,9+0*0)*1,4*1 = 2969 H

часов˂ L_h

часов˃ L_h

Срок службы привода:

L_h = 10*249*8=19920 часов

Для ведущего вала задаемся подшипниками средней серии 308.

часов˃ L_h

Принимаем для ведущего вала подшипники 308.

Принимаем для ведомого вала подшипники 210.

Подбор и расчет шпонок

Подбор шпонок.

Для ведущего вала по ГОСТ 23360-78 принимаем шпонку

b = 14; h9 мм; l = b₂ – (3…5) = 56 мм; l_p= l- b=56 - 14 = 42 мм ; t₁=5,5 мм; t₂=3,8 мм.

Для ведомого вала принимаем шпонку.

b = 16; h = 10; l = 50 мм; l_p= 50 - 16=34 мм; t₁=6 мм; t₂=4,3 мм.

Расчет на срез.

(6.1)

(6.2)

[τ]_ср = 80….100мПа

- для ведущего вала:

- для ведомого вала: