Привод ланцюгового транспортера

Фактичне значення контактного напруження на робочих поверхнях зубців визначається за формулою                                                                                                                                                           

 

                                та  табл. 3.14. При V = 3,85 ˂ 5 та ступеня точності 8                                                               коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями при V = 3,85 ˂ 5                                                                                                                                               

Підставимо отримані дані  та визначимо контактне напруження на робочих поверхнях зубців передачі            Контактна міцність забезпечується, оскільки Недовантаження  складає                                                                                                                               Перевіряємо контактну міцність зубців при дії максимального навантаження

 

 

 

де   

2.2.5 Перевірка зубців коліс на міцність при згині

Напруження згину біля основи зубців шестерні визначаємо за формулою:                      для колеса                                                                                                                                                                                                                                               для шестерні                                                                                                                                                                                                                                                         де та ;                                                                                               

                                                              табл.3.14 в залежності від ступеня точності 9         

Для визначення коефіцієнта форми  зубців розраховуємо еквівалентні числа  зубців шестерні та колеса.                                                                                  

                                                                                                                                                         За табл.3.15 встановлюємо коефіцієнти форми зубців ,

 

Коефіцієнт нахилу зубців:                                                                                                                  

                                                                                                                                Тоді напруження згини біля основи зубців шестерні та колеса                                              

                                            

                                                                                                                                                                                                                   Таке недовантаження за напруженням згину припустиме, оскільки несуча здатність передачі обмежена контактною міцністю                                          Недовантаження складає                                                                                                                                                                                                                                                                                                  

Знак мінус вказує на недовантаження                                                                         Перевіряємо міцність зубців шестерні та колеса на згин при дії максимального  навантаження                                                                                                                 
     Результати розрахунків передачі оформимо в вигляді табл.2.2

 

                                                                             

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 РОЗРАХУНОК  ВАЛІВ

 

       3.1 Розрахунок проміжного валу

 

3.1.1 Орієнтовний розрахунок проміжного  вала                                                    Визначаємо діаметр вала під циліндричним колесо швидкохідної передачі:

     

 

Складаємо розрахункову схему проміжного вала, мал. 4.1

                                        Рис. 4.1 Проміжний вал

 

3.1.2 Перевірка статичної міцності вала

Шестерню тихохідної передачі розміщено так,щоб осьові сили були направлені в різні сторони.

Вважаємо, що у вертикальній площині діють радіальні сили, осьові сили і

 

момент осьових сил.

Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у вертикальній площині Рис.3.2.а

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

 

Звідки реакція опори А:

 

 

 

Для визначення реакцій в опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори А.

 

Звідки реакція  опори В:

 

 

 

 

Виконаємо перевірку

 

 

Реакції знайдено правильно

Визначаємо згинаючі моменти в перерізах.

На опорі А:

 

В перерізі 1 з ліва:

 

В перерізі 1 з права:

 

 

 

В перерізі 2 з ліва:

 

 

В перерізі 2 з права:

 

 

На опорі  В

 

Будуємо епюру згинаючих моментів для вертикальної площини. Рис. 4.2.b Зображуємо схему зусиль, які діють на вал у горизонтальній площині. Мал. 4.2.с

 

 

3.1.3 Побудова епюр згинаючих моментів для горизонтальної площини

 

Для визначення реакцій в опорі А записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опори В.

 

Звідки реакція опори А:

 

Для визначення реакції в опорі В записуємо рівняння рівноваги моментів сил відносно опри А:

 

Звідки реакція опори B:

 

Виконуємо перевірку: 

 

 

 

Реакції знайдено правильно

Визначаємо  згинаючі моменти в перерізах.

На опорі  А:

           

В перерізі 1:

 

В перерізі 2:

 

На опорі  В:

 

 

Будуємо епюру згинаючих моментів для горизонтальної площини. Мал. 4.2.d

Визначаємо реакції опор від сил, які діють на деталі насаджені на вал.

На опорі А:

 

На опорі В:

 

 

3.1.4 Побудова епюр сумарних згинаючих моментів

 

 

Визначаємо сумарні згинаючі моменти.

На опорі А:

 

В перерізі 1 з ліва:

 

В перерізі 1 з права:

 

В перерізі 2 з ліва:

 

 

В перерізі 2 з права:

 

На опорі В:

         

Будуємо епюру сумарних згинаючих моментів, які діють на даний вал. Рис. 4.2.е

Крім згинаючих моментів на вал також навантажений крутним моментом

Т = 129 Н · м

Будуємо епюру крутних моментів. Мал. 4.2.f

 

 

3.1.5 Побудова епюр зведених згинаючих моментів

 

 

Визначаємо зведені моменти, що навантажують вал.

На опорі А:

 

В перерізі 1 з ліва:

 

В перерізі 1 з права:

 

В перерізі 2 з ліва:

 

 

В перерізі 2 з права:

 

На опорі В:

 

Будуємо епюру приведених моментів. Рис. 4.2.k

Дана епюра показує, найбільше навантаження, це переріз де найбільший зведений момент

Мінімальний діаметр валу, приймаючі що вал виготовляється зі сталі 45

 

 

 

 

Попередньо  приймаємо 

В подальшому діаметр валу може бути скорегованим в сторону збільшення розміру

3.1.6 Розрахунок вала на втомну міцність

 

 

  Розрахунок виконується лише після попереднього розроблення креслення вала. Найнебезпечнішим є переріз 1 вала. У цьому перерізі концентратором напружень є шпонковий паз, який утворюється пальцевою фрезою. Силовою ознакою небезпечного перерізу є максимальне значення приведеного моменту.

  Для вала з сталі 40Х вибираємо границі витривалості ; коефіцієнти, які характеризують чутливість  матеріалу вала до асиметрії циклу напружень

Знаходимо амплітуду симетричного циклу нормальних напружень при згині вала:

 

 

Знаходження амплітуди віднульового циклу  дотичних напружень при згині вала:

 

Знаходимо коефіцієнт запасу міцності  за нормальними і дотичними напруженнями:

 

 

 

  де = 1,62; = 1,88 – ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і кручені для шпонкового паза;

        = 0,70 – масштабний коефіцієнт;

 

 

     

  - коефіцієнт якості поверхні.

  Знаходимо загальний коефіцієнт запасу міцності:

 

Умова міцності і жорсткості виконується 4,91 > 2,5

 

 

3.2 Розрахунок вхідного вала

Діаметр консолі вхідного валу

 

Приймаємо

Діаметри шийок валів під підшипники

 

Попередньо приймаємо діаметр шийки вала під підшипник  мм 

 

 

3.3 Розрахунок вихідного вала

 

 

Діаметр консолі вихідного валу

 

Приймаємо

Діаметри шийок валів під підшипники

 

Попередньо приймаємо діаметр шийки вала під підшипник 

 

 

 

 

 

4 РОЗРАХУНОК  ТА ВИБІР ПІДШИПНИКІВ

Підшипники кочення валів редуктора  мають за мету фіксацію осей обертання  валів та передачу навантажень з  деталей, насаджених на вал, на корпус редуктора

4.1 Розрахунок  та вибір підшипників для проміжного  вала

Попередньо були прийняті роликові підшипники середньої серії №7206А  у яких динамічна вантажопідйомність С = 38 кН статична вантажопідйомність                     С₀ = 25.5 кН.

 Коефіцієнт осьового навантаження е = 0,37                                                                      Визначаємо коефіцієнт осьового навантаження Y= 1,6                                                           Визначаємо внутрішні осьові сили в опорах

      

     

    Зображуємо схему навантажень підшипників рис 4.1

Рис.4.1 Схема навантажень підшипників  проміжного вала

    Визначаємо сумарну осьову силу що діє на вал

     

    Зображуємо умову рівноваги  вала і умови обмеження осьових  сил

   

 

   

    Визначаємо осьові сили  в опорах.

    Приймаємо

   

   

   Знаходимо для кожної опори відношення

     Опора А

  

    Вибираємо за табл. 5.6 та X= 0,4 Y= 1,6

    Визначаємо еквівалентне динамічне навантаження

   

   

    Де V = 1,0 – коефіцієнт обертання;

      

     

    Опора В

        

    Вибираємо за табл. 5.6 та X = 1,0  Y = 0

    Визначаємо динамічне еквівалентне навантаження

    H

   

    Визначаємо ресурс підшипника за найбільшим значенням еквівалентного динамічного навантаження

                

           

 

4.2 Розрахунок  та вибір підшипників для вхідного  вала

    Приймаємо підшипники  роликові конічні, згідно мінімального  діаметра вала.

Вибираємо підшипник №7206А, для якого d =25 , D=52 , B=15 мм

4.2 Розрахунок  та вибір підшипників для вихідного  вала

    Приймаємо підшипники  роликові конічні згідно мінімального  діаметра вала. Вибираємо підшипник №7207А, для якого d =35 , D=72, B=17мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                                             

 

 

 

 

 

 

5 РОЗРАХУНОК  ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

 

Попередньо визначаємо крок ланцюга,                                                                                                                                                                                      де  - крутний момент на валу ведучої зірочки                                                              За табл.7.27  приймаємо ланцюг ПР-38,1-127 з кроком та руйнівним зусиллям площа опорної певерхні шарніра                                         S = 394 мм² і погона масса m = 5,5 кг/м                                                                          Оптимальне значення міжосьової відстані,                                                                                                                                                      Приймаємо за табл.7.30 число веденої зірочки Z₁ = 23                                                                  Число зубців веденої зірочки,                                                                                                                                                                                                      Приймаємо число зубців веденої зірочки Z₂ = 58                                              Визначаємо коефіцієнт  експлуатації ланцюга                                                                                                                                                                                          - коефіцієнт, який враховує динамічність навантаження;                                              - коефіцієнт, який враховує довжину ланцюга;                                                     =1,25 -  коефіцієнт, який враховує регулювання натягу ланцюга;                               = 1,0 - коефіцієнт, який враховує нахил передачі до горизонту;                                        1,5 - коефіцієнт, який враховує умови змащування;                                                         = 1,0 - коефіцієнт, який режим роботи передачі;                                                                                                                                      Знаходимо швидкість руху ланцюга,                                                                                                                                                                               де - частота обертання ведучої зірочки                                                           Визначимо колове зусилля                                                                                                                                                                                                                                          Визначаємо питомий тиск в шарнірах ланцюга,                                                                                                                                                                                                          де – коефіцієнт, рядності ланцюга.                                                        Перевіряємо умову                                                                                                                                                                                                                                                             де – допустимий питомий тиск у шарнірі роликового