Файл: Рисунок 1 Кинематическая схема привода ленточного конвейера.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 25.10.2023
Просмотров: 75
Скачиваний: 3
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
[σ]F1=КFL [σ]F01= 1∙438 = 438 МПа
[σ]F2=КFL [σ]F02= 1∙288 = 288 МПа
Допускаемые напряжения изгиба передачи принимается наименьшее для колес
[σ]F = 288МПа
2.2 Проектный расчет
Внешний делительный диаметр колеса
,где КНβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца; для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями КНβ = 1.
νH – коэффициент вида конических колес; νH = 1 – для прямозубых колес
мм,принимаем стандартное значение de2 = 400 мм
принимаем Z1 = 20, тогда
где
- внешний окружной модуль.Фактическое передаточное отношение передачи:
Расчет размеров зубчатых венцов (рис.4.1)
Рис.2.1 Геометрия зацепления конических зубчатых колес
Внешние делительные диаметры:
Углы делительных конусов:
Внешнее конусное расстояние:
Длина зуба расчетная:
b=Re∙Kbe = 206,156∙0,285 = 59,4мм,
величина b округляется до ближайшего большего целого числа, лучше, кратного 2: b= 30 мм
Диаметры зубчатых колес
Делительные диаметры
мм.
мм.Внешние диаметры шестерни и колеса.
мм,
мм.Средний делительный диаметр шестерни и колеса
мм
мм. Средний окружной модуль.
мм.
В выполненном расчете геометрических параметров предполагалось, что
зубчатые колеса нарезаются без смещения исходного контура, т. е. Х1 = Х2 = 0
Силы в зацеплении
Окружная сила на среднем диаметре шестерни и колеса
Н.Осевая сила на шестерне и радиальная на колесе.
Н.Осевая сила на колесе и радиальная на шестерне.
Н. 3. Расчет клиноременной передачи
3.1 Проектный расчет
3.1.1 Выбор сечения ремня по номограмме, рис.5.2 [1] по мощности и числу оборотов. Выбираем тип Б.
3.1.2 Минимальный диаметр меньшего шкива в [табл. 2.12] [1]:
d1 =125 мм
3.1.3 Принимаем диаметр ведущего шкива
d1 =125мм
3.1.4 Диаметр ведомого шкива
d2 = d1 uрп (1-ε) = 1252,6(1-0,015) =294,2мм, принимаем стандартное значение
d2 =300 мм
3.1.5 Фактическое передаточное число
практически соответствует заданному
3.1.6 Межосевое расстояние
a≥ 0,55(d1+ d2)+h(H) = 0,55(125+300)+10,5 = 244 мм
h(H) – высота сечения ремня, по табл.К31 [1] h(H) = 10,5 мм
принимаем по конструкторским соображениям а = 400 мм
5.1.7 Расчетная длина ремня
где 
Округляем до ближайшего стандартного L = 1300 мм
3.1.8 Уточняем действительное межосевое расстояние
3.1.9 Угол обхвата на меньшем шкиве
≥ 120º3.1.10 Скорость ремня
<[v]=25 м/с3.1.11 Частота пробегов ремня
U=V/L=9,5/1,6=6 c-1<[U]=30 с-1
3.1.12 Допускаемая мощность на один ремень
[P] = [P0 ] CPCCLCZ
[P0 ] – допускаемая передаваемая мощность одним клиновым ремнем
[P0 ] = 7,17 кВт (табл.5.5 [1])
CP - коэффициент режима работы
Cp = 1 [табл. 5.2] [2]
C - коэффициент угла обхвата C = 0,93 [табл. 5.2] [1]
CL – коэффициент длины CL = 0,9 [табл. 5.2] [1]
CZ – коэффициент числа ремней CZ = 0,95 [табл. 5.2] [1]
[P] = 7,17∙1∙0,93∙0,9∙0,95 = 5,7 кВт
3.1.13 Количество клиновых ремней
, принимаем z = 4
3.1.14 Сила начального натяжения одного клинового ремня
3.1.15 Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней
3.1.16 Сила натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня
3.1.17 Сила давления ремней на вал
3.2 Проверочный расчет клиноременной передачи
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви
σmax= σl+ σи+ σv≤ [σ]р
σl– напряжение растяжения
А – площадь поперечного сечения ремня, А = 138мм2 (табл.К31 [1])
σи – напряжение растяжения
Где h – высота сечения ремня, по табл.К31 [1] h = 10,5мм
Еи = 80 … 100 МПа – модуль продольной упругости
σv - напряжения от центробежных сил
σv=ρv2∙10-6
ρ = 1250…1400 кг/мм3 – плотность материала ремня
σv=1325∙6,42∙10-6 = 0,05 МПа
σmax= 4,2+ 4,75+ 0,05 = 9,3МПа≤ [σ]р=10МПа
Ремень по прочности соответствует приложенным нагрузкам
4. Предварительный расчет валов привода
4.1 Ведущий вал
Диаметр входного участка
м. Принимаем
мм.Диаметр вала под уплотнение
dу1= 50 мм
Диаметр вала под резьбу
dр1= 56 мм
Диаметр вала под подшипники
dп1= 30 мм
4.2 Тихоходный вал.
Диаметр выходного участка
мм. Принимаем
мм.Диаметр вала под уплотнением
d2 = d1 + 2t,
t – высота буртика
t = 2,8 мм (табл.7.1 [1])
d2 = 30+2∙4 = 68 мм, принимаем d2 = 70 мм
Диаметр вала под колесо
d3 = d2 + 3,2r,
r – размер фаски подшипника
r = 3 мм (табл.7.1 [1])
d3 = 70+ 2,3∙3 = 76,9 мм, принимаем d3 = 80 мм.
Диаметр участка вала под подшипником, принимаем равный диаметру под уплотнение
d4= d2 = 70 мм
4.3 Выбор подшипников
Для ведущего вала предварительно выбираем из ГОСТ 27365-87 роликовый конический подшипник средней серии 7312:
d=30мм; D=130мм; Т=34мм;C=118кH;C0 =96,3кH,Y =1,97, e=0,30;r=1 мм.
Для ведомого вала предварительно выбираем из ГОСТ 27365-87 роликовый конический подшипник средней серии 7314:
d=70мм; D=150мм; Т=38,5мм;C=168кH;C0 =135кH,Y =1,94, e=0,31;r=1 мм
5. Определение конструктивных размеров деталей передач
5.1. Конструирование зубчатого колеса
Диаметр ступицы
dст = 1,55d = 1,55∙70 = 108,5 мм , принимаем dст = 110 мм
Толщина обода
S = 2,5mе+2 = 2,5∙4,034+2 =12,085 мм, принимаем S = 12 мм
Толщина диска
С = 0,5(S+δст) ≥ 0,25b2=0,25∙52 = 11 мм,
С = 0,5∙(12+20) = 16 мм, принимаем С = 16 мм
5.2 Конструирование шестерни
Шестерню выполняем заодно с валом, размеры которого были определены ранее.
6. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора
Толщину стенки корпуса δ и крышки
редуктора принимаем одинаковой
мм, принимаем δ=δ1=12 ммРазмеры болтов выбираем по табл. 10.17 [1]
крепления основания корпуса к фундаменту d1 = M20
крепления крышки к корпусу у подшипниковых узлов d