Проектирование привода ленточного конвейера

m = (0,01-0,02) αW1 = 0,8-1,6 мм, принимаем m = 1,25 мм.

z1 = 2αW1 / m(U1 + 1) = 2 · 80 / 1,25 · (5,22 + 1) = 21

z2 = z1U1 = 21 · 5,22 = 110

d1 = m z1 = 1,25 · 21 = 26,25 мм

da1 = d1 + 2m = 26,25 + 2 · 1,25 = 28,75 мм

dt1 = d1 – 2,5m = 26,25 – 2,5 · 1,25 = 23,13 мм

d2 = m z2 = 1,25 · 110 = 137,5 мм

da2 = d2 + 2m = 137,5 + 2 · 1,25 = 140 мм

dt2 = d2 – 2,

5m = 137,5 – 2,5 · 1,25 = 134,38 мм

b2 = ψва · αW1 = 0,315 · 80 = 25 мм

b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6, стр. 42 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft1 = Ft2 = 2T1 / d1 = 2 · 7,6 / 0,02625 = 579 H

радиальное: Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 579 · tg 20° = 211 H

[σF1] / уF1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 табл. 3.7 [1], KFV = 1,25 табл. 3.8 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа<[σ]F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Tmax / Tном = 87 · 2,2 = 192 < [σFmax] = 681 МПа

[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН2 = = = 461 МПа < [σ]Н2=514 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 стр. 32 [1]; КНβ = 1 табл. 3.1 [1]; КНV = 1,05 стр. 32 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН · = 461 · = 684 МПа < [σНпр] = 1674 МПа

[σНпр] = 3,1 · σТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V1 = = 3,14 · 0,02625 · 1410 / 60 = 2,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025αW2 + 3 = 0,025 · 100 + 3 = 5,5 мм

δ1 = 0,02αW2 + 3 = 0,02 · 100 + 3 = 5 мм

Принимаем: δ = δ1 = 8 мм

Толщина поясов стыка: b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм

Диаметры болтов:

d1 = 0,03αW2 + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм – М16

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 16 = 12 мм – М12

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 16 = 9,6 мм – М10

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 16 = 8 мм – М8

6. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 31 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø36 мм, под подшипники – Ø40 мм, под колесо -

Ø45 мм.

Усилие от муфты: FM = 250= 250= 3047 H

Ft4 = 1959 H, Fr4 = 713 H, a = 53 мм, b = 103 мм, с = 100 мм.

Реакции от усилий в зацеплении:

RAx(a + b) – Ft4b = 0; RAx = Ft4b / (a + b) = 1959 · 0,103 / 0,156 = 1294 H

RBx = Ft4 - RAx = 1959 – 1294 = 665 H

Mx = RBxb = 665 · 0,103 = 69 H · м

RAy = Fr4b / (a + b) = 713 · 0,103 / 0,156 = 471 H

RBy = Fr4 - RAy = 713 – 471 = 242 H

My = RByb = 242 · 0,103 = 25 H · м

Реакции от усилия муфты:

FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;

RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

RBFм = RAFм - FM = 5000 – 3047 = 1953 H

RA = = = 1377 H

RB = = = 708 H

Для расчета подшипников:

RA' = RA + RAFм = 1377 + 5000 = 6377 H

RB' = RB + RBFм = 708 + 1953 = 2661 H

Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Реакции от усилия муфты:

FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;

RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156 = 5000 H

RBFм = RAFм - FM = 5000 – 3047 = 1953 H

Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,

σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σа = σu = МAFм / 0,1d3 = 304,7 · 103 / 0,1 · 403 = 47,6 МПа

τа = τк /2 = Т3 / 2 · 0,2d3 = 148,5 · 103 / 0,4 · 403 = 5,8 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];

KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) · 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8

KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) · 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа, τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 47,6 = 2; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 5,8 = 15,7

S = Sσ Sτ / = 2 · 15,7 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №208, С = 32 кН, С0 = 17,8 кН, d×D×B = 40×80×18

QA = RA' Kδ KT = 6377 · 1,3 · 1 = 8290 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n3) = 0,8 · (32 / 8,29)3 · (106 / 60 · 66,88) = 1,1 · 104 ч

1,1 · 104 ч < [t] = 2,5 · 104 ч

Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2308; С = 80,9 кН;

d×D×B = 40×90×23, тогда:

Lh = 0,7 · (80,9 / 8,29)3,3 · (106 / 60 · 66,88) = 3,2 · 104 ч > [t] = 2,5 · 104 ч

Подшипник подходит.

7. Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = = = 11,5 мм

Принимаем: dвых = dэл.дв. = 22 мм, под подшипники – Ø25 мм. Вал изготовлен заодно с шестерней Z1.

 Скачать реферат