Привод цепного конвейера (стр. 2 из 4)

где U_т=U_ред=5,0 - передаточное число; Т_Т=242,1 Н∙м - крутящий момент на ведомом колесе; s_НР=800 Мпа - допускаемое контактное напряжение;

К_н =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 - численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; y_а - коэффициент ширины колеса. Принимая y_а =0,25 /3. с.11/, /4. с.64/, получим

а_т≥ (5,0+1). (242,1.1,4/0,25 (8900/800.5) ^{2 )}^1/3=113,2;

Округляем полученное значение а_Т до ближайшего стандартного значения по СТ

С∙h_ск⁴ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем а_Т=160 мм.

Ширина колеса:

b₂=y_а∙а_Т=0,25∙160=40 мм.

Ширина шестерни:

b₁= b₂+ (5…10) мм =46 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b₁=40 мм и b₂=46 мм. Нормальный модуль зацепления m_n (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.

m_n= (0.02…0.035) ∙ а_Т=0,02∙160=3,2 мм.

Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение m_n=3,0 мм /3. с.13/.

Задавая предварительно угол наклона зубьев b=15°, найдем числа зубьев шестерни z₁, колеса z₂, и суммарное число зубьев z_å= z₁+z_2.

z_å=2а_т∙Cosb/m_n=2∙160∙Cos15°/3,0»103,z₁= z_å/ (u_T+1) =125/ (5,6+1) @17,z₂=z_å - z₁=125-19=86.

Фактический угол наклона зубьев

b=arcos (m_n*z_å/2a_T) =arcos (3,0 ∙103/ (2∙160)) =15,07°

основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

u_ред=5,0. Отклонение U_ред от принятого в п.3.2 равно нулю, следовательно частоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.

Таблица 2

Основные параметры закрытой зубчатой передачи:

Наименование параметра	Расчетная формула	Ступень передачи
Межосевое расстояние, мм	A= (d₁+d₂) /2	160
Модуль зацепления нормальный, мм	m_n= (0.02…0.035) · а	3,0
Модуль зацепления торцовый, мм	M_t=m_n/Cosb	3,11
Угол наклона зубьев, град	b=arcos (z_å·m_n/2a)	15,07
Шаг зацепления нормальный, мм	P_n=p·m_n	9,42
Шаг зацепления торцовый, мм	P_t=p·m_е	9,77
Число зубьев суммарное	2аCosb/m_n	103
Число зубьев шестерни	z₁= z_å/ (1+u)	17
Число зубьев колеса	Z₂=z_å-z₁	86
Передаточное число	U=z₂/z₁	5,0
Диаметр делительный колеса, мм	d₂=z₂·m_t	267
Диаметр делительный шестерни, мм	D₁=z₁·m_t	53
Диаметр впадин колеса, мм	d_j2=d₂-2,5m_n	260
Диаметр впадин шестерни, мм	D_j1=d₁-2,5m_n	45
Диаметр вершин колеса, мм	D_a2=d₂+2m_n	273
Диаметр вершин шестерни, мм	D_a1=d₁+2m_n	59
Ширина колеса, мм	B₂=y_a·a	40
Ширина шестерни, мм	b₁=b₂+ (5…10)	46
Окружная скорость, м/с	u=p·n₁·d₁/60·1000	2,72
Степень точности зацепления	ГОСТ 1643-72	9-B

Окружные скорости колес по делительным окружностям:

для ступени

υ=π∙n_T∙d₂/ (60∙1000) =3,14∙194,56∙267/ (60∙1000) =2,72 м/с;

По величине окружной скорости назначаем для ступени 9-ую степень точности /3. с.14/.

Окружное F_t, радиальное F_r и осевое F_а усилия, действующие в зацеплении ступени

F_t=2∙T_T/d₂=2∙242,1/267=1,814 кН;

F_r= F_t∙tgα/Cosb=1,814∙tg20°/Cos15°=0,684 кН;

F_а= F_t∙tgb=1.814∙tg15°= 0,484 кН;

5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба

5.1 Определение допустимых напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни N_FE₁ и колеса N_FE₂ /6. с.43/:

N_FE₁=60∙n_б∙t₀∙c_F; N_FE₂=60∙n_T∙t₀∙c_F,

где c_{F -}параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC>40 и тяжелого режима работы равен c_F=0,2 /2. с.95/;

N_FE₁=60∙1000∙9928∙0,2=1, 19∙10⁸циклов;

N_FE₂=60∙200∙9928∙0,2=2,39∙10⁷ циклов.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни K_FL₁ и колеса K_FL₂ /5. с.114/:

Принимаем

K_FL₁=K_FL₂=1. K_FL₁=⁹√N_FO₁/N_FE₁ = 0,7;

K_FL₂=⁹√N_FO₂/N_FE₂= 0,82;

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни s_FP1 и колеса s_FP2/5. c.114/:

s_FP1 =s⁰_FP1∙ K_FL₁

s_FP2 =s⁰_FP2∙ K_FL₂,

Где s⁰_FP1=240 МПа - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (табл.2).

s_FP1=240∙0,7=168 МПа

s_FP2=240∙0,82=197 МПа

5.2 Расчет зубьев на выносливость

Действующие напряжения изгиба /7. с.101/:

s_F =Y_b∙Y_F∙K_F∙F_t/ (b₂∙m)

В этой формуле F_t=1814 Н - окружное усилие; b₂=40 мм - ширина колеса; m_n=3,0 мм - модуль зацепления;

коэффициент наклона зуба

Y_b=1-b/140°=1-15/140=0.90;

коэффициент формы зуба Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев

Z_n=Z/Cos³b; для Z_n₁=Z₁/Cos³b=17/Cos³15»20,0 и

Z_n2=Z₂/Cos³b=90/Cos³15»100,0

находим /7. с.101/ Y_F₁=4,09 и Y_F₂=3.6; коэффициент нагрузки вычисляется по формуле

K_F=K_F_a∙K_F_b∙K_F_u,

где K_F_a - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен K_F_a=1/7. с.92/; K_F_b - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи №6 /7. с.94/ при твердости зубьев колеса HRC>40 и отношении b₁/d₁=30/53=0,57; K_F_b= K⁰_F_b=1,06. K_F_u - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC>40 и окружной скорости u=2,72 м/с равен K_F_u=1.03 /3. с.15/; следовательно, K_F=1∙1,06∙1,03=1,814.

Окончательно получим:

s_F1 =0,9∙4,1∙1,092∙1790/ (46∙3) =52,1 МПа.

s_F2 =0,9∙3,6∙1,092∙1790/ (40∙3) =52,8 МПа.

Поскольку эти значения меньше допустимых s_F1=s_F1=240 МПа (табл.1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

5.3 Расчет зубьев на статическую прочность

Действующие напряжения изгиба при перегрузке s_Fmax=s_F∙ γ, где γ=Т_пуск/Т_ном=2,0

коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.3.1);

s_F1_max = 94∙2=188 МПа,

s_F2_max =95∙2=190МПа.

Поскольку эти значения меньше допускаемых:

s_F1_max=s_F2_max=430 МПа (табл.1), с

татическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.

6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

6.1. Предварительный расчет и конструирование валов

В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 по ГОСТ 1050-74 /5. с.74/ со следующими механическими характеристиками:

s_в=520 МПа; s_т=280 МПа; τ_т=170 МПа; s_-1 =150 МПа;

τ_-1 =150 МПа, y_τ=0.

Диаметры выходных участков тихоходного d_ТВ и быстроходного d_БВ валов посадочный диаметр под колесом определяем из расчета только на кручение /3. с.24/

d_ТВ = (5…6) ³√Т_т=34,3 мм, d_БВ = (7…8) ³√Т_б=28 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 /3. с.372/ значения: d_ТВ=34 мм, d_БВ=28 мм. Длины выходных участков принимаем по ГОСТ 12080-66 /5. с.79/: l_БВ1 =51 мм и l_БВ2=57 мм, l_ТВ1=59 мм

Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктивных соображений (рис. II).

Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ 8338-75 (рис.12), параметры которых сведены в табл.3 /7, C.530/.

По величине посадочных диаметров (рис. II) выбираем размеры призматических шпонок (рис.13) по ГОСТ 23360-78 /7, с.302/, находим моменты сопротивления сечения валов (рис.12), ослабленных шпоночным пазом /2. с.98/, и основные данные заносим в табл.4.

6.2. Проверочный расчет тихоходного вала

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Таблица 3. Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б) и тихоходного (Т) валов редуктора:

Индекс вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм				Грузоподъемность, кг
Индекс вала	Обозначение подшипника	d	D	B	R	C	Co
Б	206	30	62	16	1,5	19,5	10,0
Т	208	40	80	18	2	32	17,8

Расчетная схема вала представлена на отдельном рисунке (рис 14). Данные размеры l₁ = 51 мм, l₂= 57 мм в l₃ = 59 мм взяты из компоновочной схемы редуктора (рис.11), aR =d₂/2»134 мм - из табл.3 (см. п.4.2).