Привод ленточного конвейера (стр. 3 из 5)
a=200 – профильный угол.
Условие контактной прочности соблюдается, отклонение ≈18% считаем допустимым, так как при стандартных m и q не всегда можно получить близкие σН и [σН].
4.3 Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба
(52)где YF- коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса Zv:
(53)YF=1,55 (§9.6, [1])
Ft4- окружная сила на червячном колесе:
(54) 
(55)b4- ширина венца червячного колеса. Для Z3=1:
(56)где dа3 – диаметр вершин витков червяка
(57) 
Прочность соблюдается.
4.4 Расчёт геометрических параметров передачи
Уточняем КПД по формуле 9.9 [1]
(58)где φ – коэффициент трения или угол трения, φ=1°25' (таблица 9.3 [1])
Ранее было принято η=0,76. Отклонение ≈4% считаем допустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, так как запасы прочности были достаточно большими.
Расчёт геометрических параметров передачи
Основные параметры для червяка:
число заходов Z3=1;
модуль m = 5;
коэффициент диаметра червяка q = 16;
делительный диаметр : d3 = 90 мм;
диаметр вершин: da3 = 100 мм;
диаметр впадин:
df3 = d3 - 2,4×m = 90 - 2,4×5 = 78 мм; (59)
длина нарезной части:
b3³(11+0,06×Z4)×m=(11+0,06×40)×5 = 67мм (60) (таблица 9.1 [1]).
Учитывая рекомендации к таблице 9.1 принимаем:
b3= 67 + 25 = 93 мм;
Основные размеры для червячного колеса:
коэффициент смещения χ = 0;
число зубьев Z4 = 40;
делительный диаметр : d4 = 200 мм ;
диаметр вершин:
da4=(Z4+2+2χ)×m = (40+2+2×0)×5 = 210 мм; (61)
диаметр впадин :
df4=( Z4 - 2,4+2 χ)×m = (40-2,4+2×0)×5 = 188 мм; (62)
наибольший диаметр колеса при Z3 = 1:
daм4 = da4 + m = 210 + 5 = 215 мм; (63)
ширина венца червячного колеса b4 = 75 мм;
По таблице 9.2 [1] назначаем 8-ю степень точности.
5. Расчёт быстроходной зубчатой передачи
5.1 Проектный расчёт и определение геометрических параметров передачи
Определяем желаемое межосевое расстояние aωg:
(64)где ka = 43 для косозубых передач;
ψba– коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (табл. 4.2.6, 4.2.7 [2]), ψba = 0,315;
КНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КНβ = f(HB, расположение колес относительно опор, ψbd) (рис. 4.2.2а, б)
(65)КНβ = 1,28;
Ка– коэффициент внешней динамической нагрузки (табл. 4.2.9 [2]), Ка=1.
Принимаем по ГОСТ2185-66 аω=63 мм.
Ширина венцов:
– зубчатого колеса
b2 = ψba·aω = 0,315 · 63 = 19,85 мм; (66)
Принимаем b2 = 20мм;
– шестерни b1 = b2 +(3÷5) = 23 мм.
Принимая предварительно Z1'=19 и β'=15°, определяем модуль зацепления:
(67)Принимаем mn = 1,25 (по ГОСТ9563-60).
Определяем суммарное число зубьев передачи
 |
(68)Принимаем ZΣ = 97.
Действительный угол наклона зуба
 |
(69)
следовательно
(70)Число зубьев шестерни
 |
(71)
Принимаем Z1 = 19.
Число зубьев зубчатого колеса
Z2= ZΣ– Z1 = 97-19 = 78 (72)
Действительное передаточное число
Uд = Z2/ Z1 = 78/19 = 4,11 (73)
Отклонение ≈1% считаем допустимым.
6. Расчёт валов
6.1 Проектный расчёт валов
Проектный расчёт тихоходного вала
Расстояние между опорами вала червячного колеса (рис.6.а, табл. на стр. 284 [2]):
L=Lст + 2X + W(74)
где Lст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле
Lст = bω4 +(5÷10)мм = 75 + 10 = 85мм(75)
Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=15 мм;
W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=80мм;
L = 85 + 2·15 + 80 = 195 мм
Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 110 мм.
Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:
 |
(76)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: dк =60мм, lк =80мм;
Диаметр вала под подшипниками dп=65мм;
Диаметр вала под червячным колесом dЧ=70мм;
Диаметр буртика dб=80мм.
Проектный расчёт промежуточного вала:
Расстояние между опорами вала червяка l ≈ dам4 = 215 мм;
Диаметр входного конца вала:
 |
(77)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр входного конца вала: dк = 25мм.
Диаметр вала под подшипниками dп=25мм.
Проектный расчёт быстроходного вала
Расстояние между опорами вала червячного колеса:
L=Lст + 2X + W(78)
где Lст — длинна ступицы колеса, которая определяется по формуле
Lст = bω4 + (5÷10)мм = 15 + 10 = 25мм (79)
Х – зазор между червяком и стенками редуктора, Х=10 мм;
W – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников, W=30мм;
L = 25 + 2·15 + 30 = 85 мм
Расстояние между муфтой и правым подшипником f = 40 мм.
Диаметр выходного конца вала определяем расчетом на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [τ] = 20-30МПа:
 |
(80)
Принимаем окончательно по ГОСТ 12080-66 диаметр и длину выходного конца вала: dк =16мм, lк =28мм;
Диаметр вала под подшипниками dп=20мм.
6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора
Силы в зацеплении:
Окружная сила на колесе Ft4 = 7582,9 Н;
Осевая сила на колесе
(81)Радиальная сила на колесе
(82)Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой:
SM=250
=250× 
=6880 Н (83)Составляем расчетную схему (рис. 2) и определяем реакции в вертикальной плоскости:
 |
(84)
 |
(85)
где l1 – расстояние от середины ступицы колеса до середины подшипника:
l1 = l2 = L/2 = 195/2 = 97,5 мм (86)
(87)
(88)
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
(89) 
(90)Определяем реакции опор вала в горизонтальной плоскости:
(91)  |
(92)
 |
(93)
 |
(94)
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
Рисунок 3 – Расчетная схема нагружения ведомого вала
(95)