Конструирование приводов конвейеров

KFV – коэффициент динамической нагрузки, принимается по таблице 5.5 Таблица 5.5

	Степень точности	Твердость зубьев колеса, НВ							Коэффициент KFV при окружной скорости V, м/с
						Зубья		1			2			4			6				8			≥10
			≤ 350		Прямые			–			–			–			1,4				1,58			1,67
	6				Косые			–			–			–			1,15				1,20			1,25
		> 350			Прямые			–			–			–			1,11				1,14			1,17
					Косые			–			–			–			1,04				1,06			1,07
			≤ 350		Прямые			–			–			1,33			1,50				1,67			1,80
	7				Косые			–			–			1,11			1,16				1,22			1,27
		> 350			Прямые			–			–			1,09			1,13				1,17			1,22
					Косые			–			–			1,03			1,05				1,07			1,08
			≤ 350		Прямые			–			1,2			1,38			1,58				1,78			1,96
	8				Косые			–			1,06			1,11			1,17				1,23			1,29
		> 350			Прямые			–			1,06			1,12			1,16				1,21			1,26
					Косые			–			1,02			1,03			1,05				1,07			1,08
			≤ 350		Прямые			1,13			1,28			1,50			–				–				–
	9				Косые			1,04			1,07			1,14			–				–				–
		> 350			Прямые			1,04			1,07			1,14			–				–				–
					Косые			1,01			1,02			1,04			–				–				–
Примечание: Для колес, подвергающихся закалке, твердость > 350 НВ.
																						Таблица 5.6
			Твердость зубьев	колеса, НВ							Коэффициент KНV при окружной скорости V, м/с
	Степень точности					Зубья				1			2			4			6			8			≥10
			≤350			Прямые				–				–			–		1,17			1,23			1,28
	6					Косые				–				–			–		1,04			1,06			1,07
			>350			Прямые				–				–			–		1,10			1,15			1,18
						Косые				–				–			–		1,02			1,03			1,04
			≤350			Прямые				–				–		1,14			1,21			1,29			1,36
	7					Косые				–				–		1,05			1,06			1,07			1,08
			>350			Прямые				–				–		1,09			1,14			1,19			1,24
						Косые				–				–		1,02			1,03			1,03			1,04
			≤350			Прямые				–			1,08			1,16			1,24			1,32			1,40
	8					Косые				–			1,02			1,04			1,06			1,07			1,08
			>350			Прямые				–			1,06			1,10			1,16			1,22			1,26
						Косые				–			1,01			1,02			1,03			1,04			1,05
			≤350			Прямые				1,05			1,10			1,20				–		–			–
	9					Косые				1,01			1,03			1,05				–		–			–
			>350			Прямые				1,04			1,07			1,13				–		–			–
						Косые				1,01			1,01			1,02				–		–			–

Примечание: Для колес, подвергающихся закалке, твердость > 350 НВ.

Выбор конструкции зубчатых колес, определение исполнительных размеров производится согласно рекомендаций [2].

31

5.3 Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи. 5.3.1 Первоначально определяется модуль зубьев

m ≥ 3	2 103 Ti K F YFSi Yε Yβ	, мм
	zi ψm [σ ]′Fi
Здесь коэффициент	нагрузкиKF = KFv · KFβ ,	где KFv – коэффициент,

учитывающий динамичность нагрузки в зависимости от окружной скорости, степени точности изготовления и твердости рабочих поверхностей зубьев; KFβ - коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии из-за неточности изготовления, расположения опор. Учитывая, что составляющие коэффициента нагрузки можно определить после расчета всех геометрических и скоростных параметров, то KF предварительно принимают исходя из значений 1,2…1,5. Ближе к нижним значениям принимаются при незначительных толчках, менее интенсивном режиме работы; ближе к большим – при большой динамичности нагрузки, более интенсивном режиме работе.

Предварительно задаемся числом зубьев шестерни из условия их неподрезания без смещения исходного контура, т.е. z1 ≥ 17. Верхнее значение ограничим z1 ≤ 30 (памятуя о значении числа зубьев связанного с шестерней колеса z2 = z1. u).

Значение коэффициента ψm = b/m находится в пределах от 6 до 15. Нижние значения принимают для повторно-кратковременных режимов работы, значительных перегрузок и средних скоростей; верхние значения для длительных режимов работы, небольших перегрузок и высоких скоростей.

Значение коэффициента YFSi принимают с учетом числа зубьев зубчатых колес zi при коэффициенте смещения исходного контура x = 0 по табл. 5.3 (с замечанием – для промежуточных значений zi значения YFSi необходимо определить интерполированием) или по формуле

YFSi = 3,47 + 13,2 / zi .

При определении допускаемого напряжения [σ]F следует иметь в виду, что износ открытых передач обычно допускается до 25 % первоначальной толщины зубьев, считая по делительной окружности. Это, примерно, соответствует заострению зубьев. Прочность на изгиб при этом уменьшается в 2 раза. Поэтому рассчитанное допускаемое напряжение [σ]Fi также уменьшается в

2 раза, т.е. [σ]′Fi = [σ]Fi / 2.

32

Далее, учитывая допускаемые напряжения на изгибную прочность [σ]F1 и [σ]F 2 , в формуле по определению модуля передачи m принимают значение коэффициента YFSi из условия:

- при [σ]F1 = [σ]F 2 , т.е. материал зубчатых колес одинаковый, то расчет ведут по шестерне, которая имеет более тонкий зуб у основания и, следовательно, большие значения коэффициента YFS . Соответственно в формуле

под YFSi и [σ]Fi	принимают YFS1 и [σ]F1 (учитывая вышеприведенный
комментарий, т.е. [σ]′F1 );
- если [σ]F1	> [σ]F 2 , т.е материал шестерни более прочнее, чем материал

колеса, расчет ведут по тому из зубчатых колес, у которого меньшее отношение YFSi / [σ]Fi , т.е. по наиболее «слабому» из зубчатых колес (опять же учитывая

вышеприведенный комментарий, т.е. [σ]′Fi ).

Для прямозубых зубчатых колес (в основном, это открытые передачи) коэффициент угла наклона линии зуба Yβ =1.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε определяется по формуле Yε =1/εα , где коэффициент торцевого перекрытия εα для передач без смещения можно определить по приближенной формуле εα = 1,88 – 3,2 · (1/ z1

+ 1/ z2 ).

Найденное значение модуля m округляют до стандартного значения из ряда, приведенного выше.

5.3.2 Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес.

Делительные диаметры шестерни d1 и колеса d2

d1= z1· m, мм d2= z2· m, мм

Точность определения значений делительных диаметров не менее 0,001 мм. Ширина колеса b2

b2=ψm · m, мм

Значение b2 округляют до стандартного (Приложение Б)

Для компенсации неточностей установки колес в осевом направлении ширину шестерни b1 принимают на 3…5 мм больше ширины колеса, т.е.

b1 = b2 + (3…5), мм

и это значение необходимо округлить до стандартного (Приложение Б). Диаметры вершин зубьев dа и впадин df, выполненных без смещения,

определяют по формулам

33

dа1 = d1 + 2 · m, мм d f1 = d1 – 2,5 · m, мм dа2 = d2 + 2 · m, мм d f2 = d2 – 2,5 · m, мм

Межосевое расстояние

aw = (d1 + d2) / 2, мм

Это значение будет минимальным в случае, когда необходимо встроить открытую передачу в кинематическую схему привода, и межосевое расстояние aw принимается конструктивно. По принятому aw проводится уточнение параметров зубчатых колес либо изменением модуля m при тех же числах зубьев шестерни z1 и колеса z2 либо изменением числа зубьев при принятом значении модуля (см. Приложение А).

Вычисляют окружную скорость (м/с)

v = ϖ1 · d1/ (2 · 1000)

или v = π d1 n1 /(60 1000)

и назначают степень точности (табл.5.2). Силы в зацеплении:

- окружная – Ft =2 · 1000 · T1 / d1, Н. - радиальная – Fr =Ft · tg α , Н

(для стандартного угла α =20о tgα = 0,364).

5.3.3 Проверка зубьев на изгибную прочность (на примере колеса).

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

		σ F 2 = K F α K F β K F ν Y β Y FS 2 FtE				(b2 m )	≤ [σ ]′F 2
в зубьях шестерни
			σF1 =σF 2YFS1		≤ [σ]′F1
Для прямозубых колес KFα				= 1.	YFS 2
Коэффициент KFβ			принимают для прирабатывающихся						колес:	при
постоянной		нагрузкеK Fβ	= 1;	при	переменной нагрузке				(рис.5.4)	–
KFβ = KF0β (1− X )+ X , где KF0β			– начальный коэффициент концентрации нагрузки
(табл.5.4);	Х – коэффициент режима нагружения:
Режим нагружения....				0	I	II	III	IV	V
Х ..................				1,000	0,750	0,500	0,400 0,315		0,200
Для неприрабатывающихся колес KFβ					= KF0β .
FtE	=	KFд ·Ft	– эквивалентная окружная сила.					Коэффициент
долговечности KFд вычисляют по формуле

34

K FД = K FE m	Ni	≤1	(1.15)
		NFG

Здесь m = 6 при т.о. колес улучшение и азотирование, т.е. ННВ ≤ 350,

Типовые режимы нагружения машин

T i

T

0

I

II

0,5

III

IV

	V
0	0,5
Σ	ti
	tΣ

Режимы нагружения: 0 – постоянный, I – тяжелый, II – средний равновероятный, III – средний нормальный, IV – легкий, V – особо легкий; Ti – момент при i-м режиме работы передачи; T – наибольший из числа длительно действующих момент, обычно номинальный; ti – время i-го режима работы передачи; tΣ - время работы передачи.

	Рисунок 5.4
m = 9 – при закалке, т.е. НHRC ≥ 40.			При	N i	> 108	принимают KFд = 1,0, не
прибегая к вычислениям коэффициентов				KFE	и m Ni	.
						NFG
Коэффициент динамической нагрузки KFv принимают по табл. 5.5.
При	типовых	режимах	нагружения			(рис.5.4)	коэффициент
эквивалентности K FE принимают по табл. 5.7.

Отклонение

∆σ = (σF 2 − [σ]′F 2 )·100 / [σ]′F 2

35

не должно превышать +5 %, а по запасу прочности - не более [-10…-15] %. В противном случае производят перерасчет при измененных параметрах (модуль m и, соответственно, ширина b2, межосевое расстояние aw и т.д.) в сторону увеличения - при недостаточной прочности и уменьшения – при превышении запаса прочности.

Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.

σ

K

H

(u +1)3

K

K

K

T

H =

·

Hα

Hβ

Hν

HE2 ≤ [σ ]H,

a ϖ

u

b

2

где для прямозубых колес K H = 3,2 · 105 и K H α = 1,0, а также aw и b2

– в м, σ H

– в Па.

Коэффициент

концентрации

нагрузки

KHβ

принимают

для

прирабатывающихся колес:

при постоянной нагрузке KHβ = 1,0;

при переменной нагрузке

KHβ = K Hβ (1− X )+ X ≥1,05 ,

0

где KH0

β –

начальный коэффициент концентрации нагрузки (табл.5.4);

Х –

коэффициент режима нагружения

K Hv принимают по табл. 5.6.

Н.м,

THЕ2

= KHд

·Т2

–

эквивалентный

момент на

колесе в

где

KНД = KНЕ 3

Ni

≤1 –

коэффициент долговечности. Здесь KHE – коэффициент

NHG

эквивалентности,

зависящий от режима

нагружения

(табл.5.7);

3

Ni

–

NHG

коэффициент циклов, учитывающий различие в числе циклов нагружений

зубчатых колес в разных ступенях передач.						В общем	случае срок службы
предполагает		Ni >NHG ; тогда Ni =NHG и, следовательно,					KHд = KHE .
								Таблица 5.7
	Режим			Коэффициенты эквивалентности
							KFE
	нагружения		KHE
					НВ ≤ 350			HRC ≥ 40
	0		1,00			1,000		1,000
	I		0,80			0,810		0,840
	II		0,63			0,725		0,775
	III		0,56			0,680		0,745
	IV		0,50			0,645		0,715
	V		0,40			0,575		0,665

Коэффициент долговечности KHд и допускаемое напряжение [σ]Н следует определять для более слабого, лимитирующего по условию прочности зубчатого колеса.

36

6. ПОДБОР МУФТ

Муфты подбираются согласно кинематической схемы задания на курсовое проектирование. В приводах конвейеров применяются, как правило, упругие муфты, которые передают движение от двигателя к редуктору, и предохранительные муфты, которые располагаются между выходным валом привода и рабочим органом конвейера (приводной барабан, приводные звездочки). Назначение предохранительных муфт – предотвращение выхода из строя двигателя и редуктора из-за перегрузки, которая может возникнуть на рабочем органе конвейера.

6.1. Подбор упругих муфт

Упругие муфты большей частью являются стандартными, т.е. изготавливаются согласно ГОСТов, ТУ и МН. Упругая муфта подбирается по величине передаваемого момента и диаметрам валов электродвигателя и быстроходного вала редуктора. Кроме этих параметров необходимо учитывать величины радиального, углового и осевого смещений соединяемых валов, которые задаются в параметрах выбираемой муфты [3].

Первым параметром, по которому подбирается муфта, будет являться фактическая величина передаваемого вращающего момента, которая должна быть меньше табличного значения момента выбранной муфты.

Вторым параметром будет являться диаметр и длина валов двигателя и редуктора, внутренний диаметр отверстий в полумуфтах должен быть равен или быть больше чем диаметры валов двигателя и редуктора, а длина посадочный отверстий полумуфт должна быть равной или большей чем у валов двигателя и редуктора. Как правило, рабочие чертежи основных деталей муфт прилагаются к таблицам выбранных муфт [2, 3]. На основании этих чертежей потребителем и производится самостоятельное изготовление муфт. Поэтому при изготовлении муфт, потребитель вправе вносить следующие изменения в рабочие чертежи деталей (соизмеряя их с размерами валов двигателя и редуктора): увеличение посадочной длины полумуфты (при уменьшении посадочной длины требуется проверить длину шпоночного соединения на прочность), уменьшение посадочного диаметра полумуфты (увеличение этого диаметра не допускается, т.к., будет ослабляться поперечное сечение полумуфты). Все остальные размеры, относящиеся к упругим элементам, не подлежат изменениям.

37

Величины смещений выбираемой муфты будут зависеть от величины зазоров, которые возникают между стержнем болта или винта и диаметром отверстия в резьбовом соединении при соединении электродвигателя с рамой (плитой) и редуктора с рамой (плитой).

6.2. Подбор и расчет предохранительной муфты

В качестве предохранительной муфты в машиностроении применяют: муфты с разрушающимся элементом, шариковые (ГОСТ 15621-77), кулачковые

(ГОСТ 15620-77) и фрикционные (ГОСТ 15622-77).

Предохранительные муфты независимо от типа могут работать только при строгой соосности соединяемых валов.

Наиболее распространенными и простыми в изготовлении являются муфты с разрушающимся (срезаемым) элементом.

3

4

5

		D
I	dш	II

1 2

Рисунок 6.1 – Втулочная муфта со срезным штифтом

На рисунке 6.1. представлена втулочная муфта со срезным штифтом 4, которая соединяет валы I и II и состоит из втулки 1, длина которой принимается равной (3…5)D, наружный диаметр втулки берется (1,5…1,8)D, основного штифта 2 и фиксатора 3. При превышении предельного вращающего момента происходит срез штифта 4 между втулками 5.

Рассчитываемой величиной является диаметр срезного штифта

dш =	8 Tк	, мм.
	π D [τср ]

Во избежание случайного срабатывания муфты вращающий момент принимают больше номинального, т.е. Тк=1,25·Тном, Н·м, допускаемое напряжение на срез принимается [τср]=330…370 МПа для стали 15; 20, из которой изготавливаются срезные штифты.

При срабатывании этой муфты происходит срез штифта и прекращается передача движения с вала I на вал II. Недостатком данной муфты является

38

трудность изъятия срезанной части штифта находящей во втулке 5, расположенной на валу.

Предельный вращающий момент, при котором происходит срез штифта (проверочный расчет)

	π d 2	D [τ	ср	]		, Н·м.
Тк =		ш
		8

Наиболее часто применяемой муфтой является дисковая муфта со срезным штифтом, изготавливаемая по нормали машиностроения (рисунок 6.2).

	5	ш
	4	d
	3	2
	1	II
	I
		ш
		D

Рисунок 6.2 – Дисковая муфта со срезным штифтом

Данная муфта состоит из двух полумуфт – 1 и 2 , в которых на диске располагаются втулки 3 со срезным штифтом 4, для предотвращения выпадания штифта из втулки он фиксируется пробкой 5. Посадочное отверстие в полумуфтах может быть цилиндрическим или коническим (конусность 1:10). Материал штифтов принимается такой же, как и для втулочной муфты. Для того чтобы не происходило разрушение втулок 3, они изготавливаются из стали 40Х с твердостью 48…50HRC, материал пробок 5 – сталь 30, твердость 32..35HRC.

Расчет данной муфты сводится к определению диаметра срезного штифта по известной формуле. Основные конструктивные размеры дисковой муфты принимаются по [3].

39

7.ВЫЧЕРЧИВАНИЕ ОБЩЕГО ВИДА ПРИВОДА

7.1.Эскизная компоновка привода

Целью эскизной компоновки привода является разработка конструкции привода согласно задания на проектирование.

Эскизная компоновка выполняется в масштабе 1 : 1, или ином масштабе, на миллиметровой бумаге и должна содержать эскизное изображение привода, состоящего из электродвигателя, открытых передач, редуктора с насаженными на выходной вал звездочкой или муфтой и муфт, установленными на раме или плите (минимум в двух проекциях – фронтальная и вид в плане или профильная проекция). Эскизную компоновку рекомендуется выполнять в такой последовательности:

•наметить расположение проекций на листе, при расположении проекций на листе необходимо вычертить границы формата А1, его можно располагать как горизонтально, так и вертикально;

•наметить оси валов двигателя, открытых передач, быстроходного и тихоходного валов редуктора;

•зная габаритные размеры двигателя, редуктора, межосевое расстояние открытых передач, необходимо разместить их на бумаге с таким расчетом, чтобы от границ формата и между проекциями было достаточно места для простановки размеров и обозначения позиций, оставив место для расположения основной надписи (углового «штампа») и технической характеристики и технических требований;

•вычертить электродвигатель, пользуясь размерами, полученными в [2], на вал двигателя «установить» выбранную муфту, учитывая величину ее допускаемого осевого смещения;

•к другому концу полумуфты «присоединить» быстроходный вал редуктора и вычертить весь редуктор, пользуясь табличными размерами выбранного редуктора [1]. При вычерчивании двигателя и редуктора размеры, не указанные в таблицах [1,3], определять методом масштабирования, т.е. соотносить измеренные размеры на эскизах с размерами из таблиц, таким образом, найдя масштаб, можно найти натуральную величину измеренных размеров по каталогу.

40