Расчет и проектирование привода подвесного конвейера

 

 

Определим ориентировочно оптимальное межосевое расстояние в шагах [с. 95 (1)]:

Принимаем

Определим число звеньев цепи по формуле [с. 95 (1)]:

С учетом округления получим .

Уточним межосевое расстояние в шагах [с. 95 (1)]:

Определим фактической межосевое расстояние a, мм [с. 95 (1)]:

Тогда монтажное межосевое расстояние [с. 95 (1)]:

Определим длину цепи [с. 95 (1)]:

Определим диаметры звездочек [с. 95 (1)]:

Диаметр делительной окружности:

• ведущей звездочки
• ведомой звездочки

Диаметр окружности выступов определяем по формуле [с. 95 (1)]:

• ведущей звездочки ;
• ведомой звездочки

где – коэффициент высоты зуба;

- коэффициент числа зубьев [с. 95 (1)]:

 – для ведущей звездочки;

 – для ведомой звездочки;

-  геометрическая характеристика  зацепления, – диаметр ролика шарнира цепи. Согласно таблице К32 [1] При подстановке численных значений получим:

При подстановке численных значений получим:

;

Определим диаметр окружности впадин [с. 95 (1)]:

 

 

 

 

1. Проверочный расчет.

Проверим частоту вращения меньшей звездочки [с. 96 (1)]. Допускаемая частота вращения:

;

 – условие выполняется.

Проверим число ударов цепи о зубья звездочек. Для этого определим [с. 96 (1)]:

• расчетное число ударов цепи:
• допускаемое число ударов:

 – условие выполняется.

Определим фактическую скорость цепи (с. 96 [1]):

Определим окружную силу, передаваемую цепью, Н [с. 96 (1)]:

где – мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу редуктора) (см. табл. 1.2. гл.1), кВт.

При подстановке численных значений получим:

Проверим давление в шарнирах цепи [с. 96 (1)]:

где - коэффициент эксплуатации (см. п. 2.1.)

 – площадь проекции опорной  площади шарнира, [с. 96 (1)]:

где – соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм. По табл. К32 [1] принимаем При подстановке численных значений получим:

;

Уточним допускаемое давление в шарнирах цепи   [табл. 5.8. с.94 (1)]. Принимаем .

 – условие выполняется.

Проверим прочность цепи. Для этого определим расчетный коэффициент запаса прочности по формуле [с. 97 (1)]:

где – разрушающая нагрузка цепи, Н. По табл. К32 [1] принимаем ;

 – окружная сила, передаваемая цепью, Н (см. п. 2.3.);

 – коэффициент, учитывающий  характер нагрузки. При спокойной  нагрузке принимаем  [табл. 5.7. c. 93 (1)];

 – предварительное натяжение  цепи от провисания её ведомой  ветви, Н [с. 97 (1)].

где – коэффициент провисания. Для передач, имеющих угол наклона к горизонту до принимаем ;

 – масса 1 м цепи, . По табл. К32 [1] принимаем ;

 – межосевое расстояние, м. (см. п. 2.1.);

 – ускорение свободного падения, , .

При подстановке численных значений получим:

 – натяжение цепи от центробежных  сил, Н [с. 97 (1)]:

При подстановке численных значений получим:

Определим допускаемый коэффициент запаса прочности . По табл. 5.9. с. 97 [1] принимаем Тогда:

 – условие выполняется.

Определим силу давления цепи на вал по формуле [с. 97 (1)]:

где – коэффициент нагрузки вала. По табл. 5.7. с. 93 [1] принимаем .

При подстановке численных значений получим:

Полученные данные занесем в таблицу.

 

 

 

 

 

Таблица 1.3. Параметры цепной передачи, мм.

 

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР – 25,4 –6000 ГОСТ 13568-75.	Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей ведомой	158,54 665,06
Шаг цепи p	25,4	Диаметр окружности выступов звездочек: ведущей ведомой	200,12 669,88
Межосевое расстояние a	1014,22	Диаметр окружности впадин звездочки: ведущей ведомой	181,01 661,65
Длина цепи l	3403,6
Число звеньев	134
Число зубьев звездочки: ведущей ведомой	23 81
Сила давления цепи на вал	1654,4

 

Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звездочки об/мин	1590,55	175	условие выполняется
Число ударов цепи U	20	2	условие выполняется
Коэффициент запаса прочности S	8,3	13,08	условие выполняется
Давление в шарнирах цепи	30	22,37	условие выполняется

 

 

3. Расчет закрытой зубчатой передачи

1. Выбор материала

Для шестерни и колеса выберем материалы со средними механическими характеристиками. По таблице 3.1., 3.2. с 52, 53 [1] принимаем: для шестерни сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость ; для колеса  - сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость

2. Определение допустимых контактных напряжений.

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса [с. 55 (1)]:

; ;

где – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. Для выбранных материалов при (прим. с. 54 [1]) принимаем по таблице 3.3. [1] ;

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы [с. 55 (1)],

;

где – угловая скорость соответствующего вала, (см. табл. 1.2.);

- срок службы привода, ч [с. 39 (1)]:

;

где – срок службы привода (см. тех. зад.). Принимаем ;

 – продолжительность смены, ч (см. тех. зад.), принимаем  ;

 – число смен;

Из значения вычтем 10% на ремонт, профилактические мероприятия, нерабочие дни.

При подстановке численных значений получим:

;

При подстановке численных значений получим:

Поскольку , , то , , что соответствует значениям для нормализованных колес (с. 55 [1]).

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса , соответствующие пределу контактной выносливости и по табл. 3.1. [1]:

.

Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса (с. 55 [1]):

3. Определение допускаемых напряжений изгиба.

Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни   и колеса [с. 56 (1)]:

где – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости [с. 56 (1)];

N – число циклов перемены напряжений (см. п. 3.2.).

Поскольку , , то , , что соответствует значениям при твердости .

Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений и по табл. 3.1. [1]:

/

В итоге допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса принимают значения (с. 56 [1]):

4. Проектный расчет зубчатой передачи.

Определим межосевое расстояние , мм (с. 61 [1]):

где – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач [с. 61 (1)];

 – коэффициент ширины колеса. Принимается в интервале  для цилиндрического одноступенчатого редуктора [с. 61 (1)]; Принимаем ;

 – передаточное число редуктора (см. табл. 1.2.);

 – вращающий момент на  тихоходном валу, (см. табл. 1.2.);

- допускаемое контактное напряжение  колеса, (см. п. 3.1.);

 – коэффициент неравномерности  распределения нагрузки по длине  зуба. Для прирабатывающихся зубьев  [с. 61 (1)].

При подстановке численных значений получим:

В соответствии с таблицей 13.15 [1] принимаем мм.

Определим модуль зацепления (с. 62 [1]):

где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач [с. 62 (1)];

 – делительный диаметр колеса (с. 62 [1]):

 – ширина венца колеса (с. 62 [1]):

- допускаемое напряжение изгиба материала, (см. п. 3.3.);

 При подстановке численных значений получим:

В соответствии с рекомендациями с. 62 [1] принимаем

Определим угол наклона зубьев [с. 62 (1)]:

Принимаем , так как

Определим  суммарное число зубьев шестерни и колеса [с. 62 (1)]:

Уточним действительную величину угла наклона зубьев [с. 62 (1)]:

Определим число зубьев шестерни [с. 63 (1)]:

В соответствии с рекомендациями с. 63 [1] принимаем

Число зубьев колеса (с. 63 [1]):

Определим фактическое передаточное число передачи и проверим отклонение от заданного [с. 63 (1)]:

; - условие выполняется.

Определим фактическое межосевое расстояние [с. 63 (1)]:

Определим основные геометрические параметры передачи [с. 63 (1)]:

Делительный диаметр:

• шестерни
• колеса

Диаметр вершин зубьев:

• шестерни
• колеса

Диаметр впадин зубьев:

• шестерни
• колеса

Ширина зубчатого венца

• колеса
• шестерни [табл. 13.15 (1)]
5. Проверочный расчет зубчатой передачи.

Проверим межосевое расстояние [с. 63 (1)]:

Проверим годность заготовок колёс [табл. 3.2. с. 53 (1)]. Для выбранного материала размеры заготовок не ограничены.

Проверим контактные напряжения [с. 64 (1)]:

где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач (с. 64 [1]);

 – окружная сила в зацеплении, Н [с. 64 (1)]:

 

 – коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки между зубьями. При окружной скорости [с. 64 (1)], которая соответствует 9 классу точности [табл. 4.2. (1)] по графику на рис. 4.2. [1] принимаем ;

 – коэффициент неравномерности  распределения нагрузки по длине  зуба (см. п. 3.4.);

 – коэффициент динамической  нагрузки, в соответствии с табл. 4.3. [1] принимаем  .

При подстановке численных значений получим:

  – условие выполняется.

При этом фактическая недогрузка составит (прим. с. 65 [1]):