Проектирование привода ленточного транспортера. Имени академика М. Ф. Решетнева
![]()
|
Разработка компоновочного чертежаПредварительный расчёт выходных концов валов Зная основные геометрические параметры цилиндрических колес и шкивов, рассчитанные в прошлых разделах, теперь можно приступить к проектированию и составлению компоновочного чертежа. В данном чертеже, мы покажем расположение колес, определим необходимые линейные размеры для валов и подберем подшипники. Для начального создания компоновочного чертежа необходимо знать диаметры концов входного и выходного валов. Рассчитаем по формуле 4.1: ![]() ![]() ![]() где: Т – вращательный момент на валу, кр– касательное напряжение кручения, принимаем за 32 МПа. ![]() 1 = + 10% = 0,03677 м= 36,77 мм ![]() 2 = + 10% = 0,05778 м= 57,78 мм ![]() Принимаем выходной диаметр тихоходного вала равным 60 мм. Рассчитанные диаметральные размеры, являются минимальными. Для посадки колеса и подшипников, добавим на каждую ступень валов по 6-8 мм в диаметре. В дальнейшем, валы рассчитаем на статическую прочность, что бы убедиться в работоспособности конструкции и способности воспринимать возникающие нагрузки в процессе эксплуатации нашего редуктора.
![]() При серийном производстве для получения заготовок применяют двусторонние штампы. Форму зубчатого колеса в этом случае проектируем по типу, показанному на рисунке 4.1 ![]() Рисунок 4.1 – Форма зубчатого колеса Рассчитаем основные геометрические параметры зубчатого колеса. Длина ступицы зубчатого колеса: ![]() ![]() ![]() ![]() Диаметр ступицы: ![]() ![]() ![]() ![]() Ширина торцов зубчатого венца: ![]() ![]() где: m – модуль зацепления, мм; 2 − шириназубчатоговенца, мм. Острые кромки притупляются фасками f, размеры которых, исходя из диаметра отверстия, будут приниматься 2,0х45 Для свободной выемки заготовок из штампа принимают значения штамповочных уклонов ≥ 7° и радиусов закруглений R ≥ 6 мм Толщина диска: ![]() ![]() ![]() ![]()
Соединение вала с колесом В настоящее время для передачи вращающего момента с колеса на вал все чаще принимают соединения с натягом. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения по условной схеме, показанной на рисунок 4.2 ![]() Рисунок 4.2 – Посадка с натягом Действующие со стороны колеса на вал окружная и радиальная силы вызывают перераспределение напряжений. Для предотвращения контактной коррозии или для уменьшения ее влияния в соединениях с натягом следует предусматривать определенный запас сцепления К. Для колеса выходного вала редуктора, на котором установлена соединительная муфта К = 3; Расчет и подбор посадки колеса на вал (зубчатого венца на обод) выполняем в следующем порядке: Среднее контактное давление = 2 ∙ 103 ![]() ![]() где: К – запас сцепления, 3,0; Т – вращающий момент на колесе, 927,52 Н·м; d – диаметр соединения, 77 мм; d1 – диаметр отверстия пустотелого вала, 0 мм;
d2 – условный наружный диаметр ступицы колеса, 119 мм; l – длина сопряжения, 72 мм; f – коэффициент сцепления запрессовкой 0,08, т.к пара материалов соединяемых деталей сталь – сталь Подставим известные нам значения в формулу; 2 ∙ 103 2 ∙ 103 ∙ 3 ∙ 927,52 ![]() ![]() ![]() ![]() = 103 + где: С1, С2 – коэффициенты жесткости (4.7) ![]() ![]() 1 − 2 − 1 = ![]() ![]() ![]() ![]() 0 2 − 0,3 = 0,7 (4.8) ![]() ![]() ![]() 1 − 1 + ![]() ![]() ![]() ![]() 1 − 119 ![]() 119 2 + 0,3 = 2,726 (4.9) ![]() E – модуль упругости, для стали – 2,1·105 МПа; - коэффициент Пуассона, для стали – 0,3 ![]() ![]() Поправка на обмятие микронеровностей: |