Курсовая работа (т): Привод ленточного конвейера

Y_в=1-вº/100=1-12,8/100=0.872 - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y_е=0.65

б) в зубьях шестерни

Y_FS1=4.1 - коэффициент формы зуба шестерни

.3 Быстроходная ступень

Так как редуктор соосный межосевое расстояние принимаем такое же как и у тихоходной ступени a_w=180 мм

Ширина венца колеса и шестерни

b₂=ш_baa_w=0.25∙180=45 мм

Принимаем b=45 мм

b₁=b₂+5=50 мм

Минимальное значение модуля зацепления

 мм

-вспомогательный коэффициент для косозубых передач

Максимальное значение модуля

 мм

Принимаем по стандартному ряду m=2 мм

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Действительная величина угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Принимаем z₁=27

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=54,91+2∙2=58,91 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.5m=54,91-2.5∙2=49,91 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=305,09+2∙2=309,09 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.5m=305,09-2.5∙2=300,09 мм

Проверка межосевого расстояния

a_w=(d₁+d₂)/2=(87.45+272.55)/2=180 мм

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

 МПа

Силы в зацеплении

а) окружная F_t=2·10³T_1Б/d₁=2·10³·51,86/54,91=1888,9 Н

б) радиальная F_r=F_t·tgб/cosв=1888,9·tg20/cos10.49=699,3 Н

в) осевая F_a=F_t·tgв=1888,9·tg10.49=349,8 Н

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

 МПа

Y_FS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Y_в=1-вº/100=1-10.49/100=0.8951 - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y_е=0.65

б) в зубьях шестерни

Y_FS1=3.86 - коэффициент формы зуба шестерни.

3. Проектирование ременной передачи

.1 Проектный расчет

Выбор сечения ремня

Выбираем сечение А, т.к. номинальная мощность P_ном=5,5 кВт, а частота вращения n=2850 об/мин.

Минимально допустимый диаметр ведущего шкива

d_1min=90 мм

Расчетный диаметр ведущего шкива

d₁=140 мм

Диаметр ведомого шкива

d₂=u·d₁(1-е)=3·140 (1-0.01)=415,8 мм

где е - коэффициент скольжения

Округляем до стандартного d₂=400 мм

Фактическое передаточное число u_ф

;

Ориентировочное межосевое расстояние a

а³0.55 (d₁+d₂)+h=0.55·(140+400)+8=305 мм

Расчетная длина ремня

мм

Выбираем стандартную величину l=1600 мм

Уточнение межосевого расстояния

Угол обхвата ремнем ведущего шкива

Скорость ремня

 м/с

Частота пробегов ремня

U=v/l=20,9/1,4=14,9 с^-1

Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм²

Значения С_a; С_l; C_z; C_p из таблицы 5.2 /2/

С_a=0.88 - коэффициент угла обхвата a₁ на меньшем шкиве

С_l=1 - коэффициент влияния отношения расчетной длины

C_p=0.9 - коэффициент динамичности нагрузки

C_z=0,9 - коэффициент числа ремней

[P₀] из таблицы 5.5 [1] [P₀]=3,42 Н/мм²

[P_п]=[P₀] C_pС_aC_lС_z=3,42·0.9·0.88·0.9·0.9=2,44

Количество клиновых ремней

z=P_ном/[P_п]=5/2,44=2,05 принимаем z=3

Сила предварительного натяжения,

Н

Окружная сила передаваемая ремнем,

 Н

Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня,

 _Н; Н

Сила давления ремня на вал F_оп

 Н

.2 Проверочный расчет

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви у_max

у_max=у₁+у_и+у_v£[у]_р

где Н/мм²

 Н/мм²

у_v=сv²·10^-6=1300·20,9²·10^-6=0,6 Н/мм²

[у]_р=10 Н/мм²

у_max=у₁+у_и+у_v=0,46+4,6+0,6=5,66£10 Н/мм²

4. Эскизная компоновка

.1 Расчет диаметров ведущего вала

Диаметр вала под шкив

Принимаем d₁ - выходного конца быстроходного вала d₁=28 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

- под подшипники

- под шестерню.

- под подшипник.

Длины определяем графически.

.2 Расчет диаметров промежуточного вала

Определяем диаметр вала под колесом по формуле на с. 42 /1/:

 мм

Принимаем d₁=40 мм

Принимаем d₂=45 мм

- под подшипник.

Выбираем подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75 средняя серия №307

Длины определяем графически.

4.3 Расчет диаметров ведомого вала

Диаметр вала под полумуфту

 мм

Принимаем d₁ - выходного конца тихоходного вала d₁=63 мм по ГОСТ 12080-66 табл. 24.28 [1]

 - под подшипники по таблице К27 /2/.

Принимаем d₂=70 мм

Выбираем подшипник шариковый радиальный ГОСТ 8338-75 серия легкая №212

 - под колесо.

Принимаем d₃=80 мм

- под подшипник.

4.4 Подбор подшипников

Для быстроходного вала шестерни выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 307. (d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; C_r=33,2 кН; C_0r=18 кН)

Для промежуточного вала выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 307. (d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; C_r=33,2 кН; C_0r=18 кН)

Для тихоходного вала выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники серии 212. (d=60 мм; D=110 мм; B=22 мм; C_r=52 кН; C_0r=31 кН)

4.5 Конструктивные размеры

Быстроходная ступень

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше d₁=54,91 мм; d_a1=58,91 мм; d_f1=49,91 мм; b₁=50 мм.

Колесо кованное

d₂=305,09 мм; d_a2=309,09 мм; d_f2=300,09 мм; b₂=45 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.5d_вала=1.5∙40=60 мм.

Длина ступицы l_ст=(0,8÷1.5)∙d_вала=32..60, принимаем l_ст=45 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b₂=6 мм, принимаем S=6 мм.

Толщина диска C=0.375b₂=0.375∙45»17 мм.

Тихоходная ступень

Шестерню выполняем за одно целое с валом; её размеры определены выше

d₃=67,6 мм; d_a3=73,6 мм; d_f3=60,1 мм; b₃=61 мм.

Колесо литое

d₄=292,4 мм; d_a4=298,4 мм; d_f4=284,8 мм; b₄=57 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d_вала=1,6∙80»128 мм.

Длина ступицы l_ст=(0,8÷1.5)∙d_вала=64..120=70 мм

Толщина обода S=2.2m+0.05b₂=9,45 мм, принимаем S=10 мм.

Толщина диска C=0.375b₂=0.375∙57»22 мм.

5. Выбор муфты

Расчетный момент для муфты

T_р=T∙K=1133,8∙1,3=1473,9 Н∙м

К=1,3 - коэффициент режима нагрузки

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. (ГОСТ 21425-93). Диаметр отверстия 63 мм.

T=2000 Н∙м

Радиальная сила, с которой муфта действует на вал:

 Н

6. Расчет валов

.1 Расчет быстроходного вала

y F_t=2273,3 Н; F_r=841,4 Н; F_a=420,1 Н; F_оп=983 Н

l_оп=0.065; l₁=0.040; d₁=0.08745 м

Определение реакций в подшипниках

. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;;

;;

б) проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_C=0;

M_A=-F_оп·l_оп=-983·0,065=-62,9 Н·м

M_D(лев)=-F_оп·(l_оп+l₁) +R_Ay∙l₁=-983·(0.064+0.040)+1131,4·0.040=-57 Н·м

M_D(прав)= F_оп·(l_оп+l₁) +R_Ay∙l₁+ F_a1∙(d₁/2)=

=-983·(0.064+0.040)+1131,4·0.040+420,4·(0.08745/2)=-38,6 Н·м

M_C= F_оп·(l_оп+l₁+l₁) +R_Ay∙(l₁+ l₁)+ F_a1∙(d₁/2)+F_r1·l₁=0

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

;;

б) проверка

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0

M_D=R_Ax∙l₁=1136,55·0.040=45,4 Н·м

M_B=R_Ax∙(l₁+l₁) - F_t1∙l₁ =0 Н·м

. Строим эпюру крутящих моментов

M_z=99,4 Н·м

. Суммарные радиальные реакции

;

. Эпюра суммарных моментов

;

6.2 Расчет промежуточного вала

F_t=2273,3 Н; F_r=841,4 Н; F_a=420,1 Н; F_t2=5874.9 Н

F_r2=2174.5 Н; F_a2=1085.6 Н; d₂=0,27255 м; d₃=0.1007 м

l₁=0.062 м; l₂=0.155 м; l₃=0.045 м

Определение реакций в подшипниках

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н

;

;

б) Проверка

в) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X

M_A=0;

M_С(лев)= R_Ay∙l₃=1201.6·0,045=54.07 Н·м

M_С(прав)=R_Ay∙l₃+F_a∙d₂/2=1201.6·0,045+420.1·(0,27255/2)=111.3 Н·м

M_D(лев)=R_Ay∙(l₃+l₂)+F_a∙d₂/2-F_r·l₂=

=1201.6·(0,045+0.155)+420.1·(0,27255/2) - 841.4·0.155=167.1 Н·м

M_D(лев)=R_Ay∙(l₃+l₂)+F_a∙d₂/2-F_r·l₂-F_a2∙d₃/2=

=1201.6·(0,045+0.155)+420.1·(0,27255/2) - 841.4·0.155-1085.6·(0.1007/2)=112.44 Н·м

M_B=0

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

;

; ;

б) проверка

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y

M_A=0;

M_С=-R_Ax∙l₃=-492.6·0,062=-30.5 Н·м

M_D=-R_Ax∙(l₃+l₂)+F_t∙l₂=-492.6·(0.062+0.155)+2273.3·0.155=251. Н·м

M_B=0

. Строим эпюру крутящих моментов

M_z=295.8 Н·м

. Суммарные радиальные реакции

. Суммарные изгибающие моменты