Разработка привода цепного транспортера

Рабочая длина шпонки:

, (2.3.12)

где [sсм]-допускаемое напряжение смятия,

h – толщина шпонки,

d9 – диаметр вала,

T4 – крутящий момент выходного вала редуктора.

Принимаем по рекомендациям стр.90[3] [sсм] =190 МПа, тогда по формуле (2.3.12)

.

Учитывая закругления концов шпонки, получаем: l=lp+b=18,3+18=36,3 мм.

По таблице 2.29[1] назначаем l=40 мм. Отмечаем, что длина ступицы достаточна для размещения шпонки, так как b3=64 мм.

Диаметр участка вала между колесом и шестерней:

d10=d9+3f (2.3.13)

где f-размер фаски.

По таблице стр.25[4] f=2, тогда по (2.3.9) d6=63+3·2=69 мм. Значение диаметра округляем в ближайшую сторону до стандартного значения по таблице 24.1[4], получаем d7=71 мм. Длину шейки вала с d11=dподшипника=55 мм определим: l=1,25·dподшипника=1,25·55=68,75 мм.

Полученный эскизный чертёж редуктора смотрите на рис.1.

2.4 Проверочный расчет зубчатых передач

Выполняем проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям.

, (2.4.1)

где Епр – приведённый модуль упругости (определён - см. формулу(1.6а)),

Т3 – крутящий момент на промежуточном 3-м валу(Н.мм),

αW – угол зацепления.

Предварительно определяем коэффициент расчётной нагрузки при расчётах по контактным напряжениям:

Кн=Кн β .Кнυ, (2.4.2)

где Кнβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчёте по контактным напряжениям,

Кнυ – коэффициент динамической нагрузки при расчёте по контактным напряжениям.

Окружную скорость определяем по формуле:

υ=(π . d2 . n)/60=(3,14∙242,5∙57,3)/60=727 мм/c=0,73 м/с,

где d2 – делительный диаметр колеса (мм),

n – частота вращения выходного 4-го вала.

По таблице (8.2 М.Н. Иванов ”Детали машин”) назначаем 9-ю степень точности. По таблице (8.3 М.Н. Иванов ”Детали машин”) Кнυ=1,01. Ранее было найдено Кнβ=1,07. При этом по формуле (2.4.2): Кн=1,01 .1,07=1,08.

По формуле (2.4.1), учитывая, что для нашего примера αW=200 ,:

σн=563,8 МПа<[σн]=584,7 МПа.

Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба.

, (2.4.3)

где YF – коэффициент формы зуба,

Ft – окружная сила,

КF – коэффициент расчётной нагрузки при расчётах по контактным напряжениям,

bW – ширина зубчатого венца,

m – модуль.

По графику (рис.8.20 М.Н. Иванов ”Детали машин”) при х=0 находим:

для шестерни (z=31) YF=3,83;

для колеса (z=97) YF=3,75.

Предварительно определяем коэффициент расчётной нагрузки при расчётах по контактным напряжениям:

КF=КF β .КFυ, (2.4.4)

где КFβ – коэффициент концентрации нагрузки при расчёте напряжениям изгиба,

КFυ – коэффициент динамической нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба.

Расчёт выполняем по тому колесу пары, у которого меньше отношение . В нашем случае для шестерни это отношение равно [σF]/3.83, а для колеса - [σF]/3.75. Поэтому расчёт выполняем по колесу.

По графику (рис.8.15 [3]) КFβ=1,15. По таблице (8.3 [3]) КFυ=1,04. Отсюда по формуле (2.4.4): КF=1,15 .1,04=1,2.

Далее определяем окружную силу Ft=2∙T3/d1= (2∙188,8∙103)/77,5=4872,3 (Н), где Т3 – крутящий момент на промежуточном 3-м валу(Н . мм),

d1 – делительный диаметр шестерни.

Отсюда по формуле(2.4.3) получаем: σF=140(МПа) < [σF]=554 (МПа).

Выполняем проверочный расчёт на заданную перегрузку (Тп/Тmax=2,5 по таблице 0.1[3]):

(2.4.5)

σHmax = 891,4(МПа) < [σH]max =1540 (МПа).

(2.4.6)

σFmax = 221,4 (МПа) < [σF]max =822 (МПа).

Условия прочности выполняются.

2.5 Результаты расчетов напряжений, геометрических параметров выходной ступени с использованием автоматизированных систем расчета «АРМ» и «Восход»

Результаты автоматизированного расчёта выходной ступени в системе APM WinMachine даны в рис.2- 6.

рис. 2 Ввод основных данных для расчёта выходной ступени

рис. 3 Ввод дополнительных данных для расчёта выходной ступени

рис. 4 Основные геометрические параметры выходной ступени

рис. 5 Параметры материалов выходной ступени

рис. 6 Силы в зацеплении в выходной ступени

Автоматизированный расчёт выходной ступени в системе «ВОСХОД».

Основные результаты расчета

Допускаемые напряжения:

Контактные . 612 мпа

Изгибные для шестеpни 285 мпа

Изгибные для колеса 280 мпа

Допуск. Напряжения при перегрузке:

Контактные . 2380 мпа

Изгибные для шестерни . 1430 мпа

Изгибные для колеса . 822 мпа

Рабочие напряжения:

Контактные 522 мпа

Изгибные для шестерни . 148 мпа

Изгибные для колеса . 154 мпа

Рабочие напряжения при перегрузке:

Максим.контактные напряжение . 738 мпа

Максим.изгибные напряж.шестерни . 295 мпа

Максим.изгибные напряж.колеса . 307 мпа

Геометрия передачи

Нормальный (средний) модуль 2.5000 мм

Число зубьев шестерни . 31

Число зубьев колеса 97

Действит.передаточное число . 3.129

Расчетная ширина колес . 64.0 мм

Угол наклона зуба 0.000 град

Коэф.смещения шестерни . 0.000

Коэф. Смещения колеса . 0.000

Делительный диаметр шестерни 77.5000 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни 82.5000 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни 71.2500 мм

Делительный диаметр колеса 242.5000 мм

Диаметр вершин зубьев колеса 247.5000 мм

Диаметр впадин зубьев колеса 236.2500 мм

Межосевое расстояние 160.0000 мм

Ширина зубчатого венца шестерни 70.0000 мм

Ширина зубчатого венца колеса 64.0000 мм

Расчетная степень точности 9

Для сравнения полученных результатов расчёта напряжений, геометрических параметров выходной ступени ручным и автоматизированным вариантом, воспользуемся таблицей 3.

Таблица 3. Сравнительный анализ полученных результатов расчёта напряжений, геометрических параметров выходной ступени.

 Скачать реферат