Привод ленточного транспортера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости XOZ:

SМ_A = - F_M2×( a+b+c)+ F_t2× с + R_Bx×(в+с) = 0,      (111)

                                                   ,                   (112)

            = 9102 Н.

SМ_B = -F_t2×b -F_M2× а – R_Ax×(с+b) = 0,             (113)

                                                         ,                        (114)

            = -5298 Н.

Проводим проверку правильности определения численных значений реакций:

SX = +R_Bx--R_Ax +F_t2-F_M2 = 0,                    (115)

SX = 8426+9102+4622-5298 = 0.

Определяем реакции в опорах в горизонтальной плоскости YOZ:

SМ_A = -F_r2× с+M+R_By×(c+b) = 0,                        (116)

                                                              ,                             (117)

            = 1142.5 Н.

SМ_B = F_r2× b– R_Ay×(c+b) = 0,                     (118)

,                                (119)

            = 539.5 Н.

Проводим проверку правильности определения численных значений реакций:

SY = R_By+R_Ay - F_r2= 0,                         (120)

SY = 1142.5-1682+539.5 = 0.

Определяем изгибающий момент от силы F_t2:

                                                                 М_x1 = - R_Ax×x₁,                                 (121)

 М_x1 = 5298*72=381456 Н×мм.

                                                                  М_x2 = -F_m*×a,                                 (122)

 М_x2 = 8426*48=404448 Н×м

. Определяем изгибающий момент от силы F_r2:

                                                                  М_y1 =  R_b×y₁,                                  (121)

 М_y1 = 1142.5*34=38845 Н×мм.

                                                                   М_y2 = R_a*×c,                                  (122)

 М_y2 = 539.5*72=38844 Н×мм.

Определяем суммарные реакции (полные) в опорах (подшипниках) по формуле (78):

,

Н;

,

Н.

Определяем результирующие изгибающих моментов в сечении по формуле (79):

,

 Н×мм.

 Н×мм.

Определяем эквивалентный момент в опасном сечении по формуле (80):

,

 Н×мм.

Определяем диаметр вала в рассматриваемом сечении по формуле (81):

,

мм,

d₃=60 мм, по ГОСТ6636.

7. Подбор подшипников качения

7.1. Подбор подшипников для вала I

Проверяем величину соотношения  [2].

где      F_ai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

В этом случае X = 0.46; Y = 1.55 [2].

Приведенная нагрузка:

P = (X×V×F_r1 + Y×F_a1)×К_б×К_Т,                                     (99)

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

К_б – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (К_б=1[2]);

К_Т – температурный коэффициент (К_Т = 1 при t < 100 °С [2]).

Так как:

, то

P = 0,56×V×F_r1 + Y×F_a1;

P = 0,56*1*867+1,55*389=485,52+602,95=1088,5 Н.

Расчетный ресурс подшипника [9]:

,

где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни                                     ка; р = 3 – для шариковых подшипников.

ч.

Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 205.

Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338

Таблица 9

                                                           (102)

7.2. Подбор подшипников для вала II

Проверяем величину соотношения  [2].

где      F_ai – осевая нагрузка на соответствующем подшипнике;

V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца).

Приведенная нагрузка:

P = (X×V×F_r1 + Y×F_a1)×К_б×К_Т,                                     (99)

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

К_б – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (К_б=1[2]);

К_Т – температурный коэффициент (К_Т = 1 при t < 100 °С [2]).

Так как:

, то

P = V×F_r;

P = 1*2678=2678 Н.

Расчетный ресурс подшипника [9]:

,

где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни                                     ка; р = 3 – для шариковых подшипников.

ч.

Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 208.

Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338

Таблица 9

7.3. Подбор подшипников для вала III

На выходном валу осевой нагрузки нет т.к. передача прямозубая цилиндрическая, тогда принимаем:    X=1 ; Y=0

Приведенная нагрузка:

P = X×V×F_r1×К_б×К_Т,                                         (99)

P = 1*9173*1*1=9173,              

где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

К_б – коэффициент безопасности, учитывающий динамическую нагрузку (К_б=1[2]);

К_Т – температурный коэффициент (К_Т = 1 при t < 100 °С [2]).

P = 1*9173*1*1=9173Н.

Расчетный ресурс подшипника [9]:

,

где n – частота вращения вала, об/с; С – динамическая грузоподъемность подшипни                                     ка; р = 3 – для шариковых подшипников.

ч.

Полученная долговечность значительно больше принятой, поэтому принимаем подшипники лёгкой серии 211.

Характеристики шариковых радиальных однорядных подшипников ГОСТ 8338

Таблица 9

8. Подбор и проверка шпонок

Размеры призматических шпонок: ширина b, высота h, глубина паза вала t₁, ступицы t₂ выбираются в зависимости от диаметра вала d. Длина шпонки принимается из стандартного ряда на 5…10 мм меньше длины ступицы.

Шпоночные соединения применены при соединении с валами:

Ведущий вал I – соединение с электродвигателем.

Исходные данные:

d₁=24мм, l_М1=36 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 8х7х32 ГОСТ24071

Таблица 2 - Параметры шпонки 8х7х32 ГОСТ24071

Проверка выбранной шпонки на смятие:

                                                      ,                      (123)

где Т – вращающий момент, Н×м; l – расчетная длина шпонки, мм; допускаемое напряжение смятие, принимается при стальной ступице =80…120 МПа.

МПа<=80…120 МПа.

Ведущий вал I – соединение с шестерней

Исходные данные:

d₁=38 мм, lст=39 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 8х7х32 ГОСТ24071

Таблица 3 - Параметры шпонки 8х7х32 ГОСТ24071

 Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):

МПа<=80…120 МПа.

Промежуточный вал II – под колесом и шестерней.

Исходные данные:

d₂=40 мм, lст=60мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 12х8х50 ГОСТ24071

Таблица 4 - Параметры шпонки 12х8х50 ГОСТ24071

Проверка выбранной шпонки на смятие по формул (123):

МПа<=80…120 МПа.

Ведомый вал III – соединение с колесом.

Исходные данные:

d₄=60 мм, lст=90 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 –18х11х70 ГОСТ24071

Таблица 6 - Параметры шпонки 18х11х70 ГОСТ24071

Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):

МПа<=80…120 МПа.

Ведомый вал III – соединение с валом.

Исходные данные:

d₃=53 мм, l_М2=55 мм.

Выбрана призматическая  шпонка 2 – 16х10х70 ГОСТ24071

Таблица 7 - Параметры шпонки 16х10х70 ГОСТ24071

Проверка выбранной шпонки на смятие по формуле(123):

МПа>=80…120 МП.

Ввиду того, что одна шпонка не может передать заданного вращающего момента устанавливаем две шпонки под углом 180°.

МПа<=80…120 МП.

9. Конструирование элементов редуктора

9.1. Конструирование зубчатых колес

Колеса изготовляются из штампованных заготовок. Штамповочные и формовочные уклоны принимаются g = 10°, радиусы закруглений R 5 мм.

Диаметр ступицы колеса [1]:

d_ст = 1,5× d,                                                               (136)

где      d – диаметр вала, мм.

Ширина торцов зубчатого венца [1]:

S = 2,2×m +0,05×b,                                                               (137)

где т – модуль зацепления мм, b – ширина зубчатого венца мм. [1]:

С= 0,5× (S+ S_ст),                                                                   (138)

где S_ст - толщина ступицы мм.

Диаметр отверстий в диске [2]:

d₀ = (D₀ - d_ст)/3,                                                                   (139)

где D₀ – диаметр колеса до торца мм, d_ст – диметр ступицы