Привод цепного конвейера (стр. 3 из 5)

(3.8)

=550МПа, Y_R=1,Y_X=1,Y_δ=1,S_F=1,7

=550·1·1·1/1,7=323,5МПа

NFE1>NFО=>YN1=1

NFE2>NFО=>YN2=1

Y_A=1 – передача нереверсивная

3.3.4 Определение диаметра внешней делительной окружности колеса

d_e2= 1650·

(3,9)

где d_e2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

K_H - коэффициент нагрузки, K_H =1,5;

Т₂ - крутящий момент на колесе, Н • м;

[σ]_H - допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;

V_H - коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, V_H =0,85.

d_e2 = 1650

Назначаем d_e2ст = 140 мм.

3.3.5 Определение числа зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни:

(3.10)

По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z₁`=Z=17 т.к. Н₁ и Н₂ >45 HRC_Э.

3.3.6 Определение числа зубьев колеса

Z₂ =Z₁×u (3.11)

Z₂ = 17·3,55=60

3.3.7 Определение торцевого модуля

m_te = d_e2ст./Z₂ (3.12)

m_te = 140/60=2,33 мм

Стандартное значение торцевого модуля m_te = 2,25мм (ГОСТ 9563-80)

3.3.8Уточнение диаметра делительной окружности колеса

d_e2 = m_te ×Z₂ (3,13)

d_e2 = 2,25·60=135 мм

Фактическое передаточное число: U_фак=60/17=3,53

3.3.9 Определение внешнего конусного расстояния

(3,14)

где z ₁и z₂ - фактические числа зубьев шестерни и колеса.

R_e = 0.5×2,25×

= 70,16мм

3.3.10Определение ширины колес

b = k_be×R_be, (3,15)

где k_be – коэффициент ширины, k_be = 0,285

b = 0,285·70,16=19,99

берём в=20 мм

3.3.11 Определение углов наклона образующих делительных конусов

δ₂ = arctg U_факт. (3,16)

δ₁= 90⁰- δ₂ (3,17)

δ₂ = arctg 3,53 = 74,2⁰

δ₁= 90⁰-74,2⁰ = 15,8⁰

3.3.12 Определение диаметров колес

Делительные диаметры:

d_e1 = m_te× z₁ (3,18)

d_e2 = m_te× z₂ (3,19)

d_e1 =2,25·17=38,3мм

d_e2 = 2,25·60=135мм

Внешниедиаметры:

d_ae1 = d_e1+2(1+x₁)×m_te×cos δ₁ (3,20)

d_ae2 = d_e2+2(1+x₂)×m_te×cos δ₂, (3,21)

где х₁ и х₂ – коэффициенты радиального смещения, х₁ и х₂ = 0

d_ae1 =38,3+2·2,25×cos15,82=42,6мм

d_ae2 =135+2·2,25·cos74,2=136,23мм

3.3.13 Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на шестерне и колесе:

F_t1 = F_t2 = (2×T₁)/d_e1(1-0.5k_be), (3,22)

где F_t1, F_t2 - окружные усилия, кН;

T₁- крутящий момент на шестерне, Н • м;

d_e1- делительный диаметр шестерни, мм.

F_t1 = F_t2 = 2×14,84/38,25× (1-0,5×0,285) =0,9 кН

Осевое усилие на шестерне:

F_a1 = F_t×tgα× sinδ₁ (3,23)

F_a1 = 0,9×tg20⁰×sin15,82⁰ = 0,09кН

Радиальное усилие на шестерне:

F_r1 = F_ttgα cos δ₁ (3,24)

F_r1 = 0,9×tg20⁰×cos 15,82⁰ = 0,32 кН

Осевое усилие на колесе:

F_a2 = F_r1 (3,25)

F_a2=0,32 кН

Радиальное усилие на колесе:

F_r2 = F_a1 (3,26)

F_r2= 0,09 кН

3.3.14 Проверка прочности зубьев на изгиб

Для этого определяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

z_v1 = z₁/cos δ₁ (3,27)

z_v2 = z₂/cos δ₂ (3,28)

z_v1 = 17/cos15,82⁰ = 17,67 => Y_F1=4,31

z_v2=60/cos74,18⁰ = 220, 09=> Y_F2=3,74

Находим отношения:

[σ]_F1 / Y_F1 и [σ]_F2/ Y_F2 (3,29)

323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5

Проверочный расчёт ведём по шестерне:

σ_F = 2.7×10³× Y_F×K_Fβ× K_FV×T/b× d_e×m_te×V_F ≤ [σ]_F, (3,30)

где V_F- коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: V_F = 0,85.

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе K_Fβ определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям K_Fβ по формуле:

K_Fβ = 1+ (K_Hβ-1)×1.5, (3,31)

где K_Hβ=1,2

K_Fβ = 1+(1,2-1)×1,5 = 1,3

При определения коэффициента динамичности нагрузки К_FV предварительно необходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:

V = π× d_e2(1-0.5× k_be) ×n₂/6×10⁴ (3.32)

где n₂ – частота вращения колеса, мин^-1.

V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·10⁴ = 1,19 м/с

По скорости назначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: K_FV = 1,04 и К_HV = 1,03

σ_F = 2,7·10³·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПа

σ_F = 177,32<

=323,5 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

3.3.15 Проверка зубьев колёс на контактную прочность

(3,33)

σ_H = 695,95 < [σ]_H = 775 МПа

Контактная прочность зубьев обеспечена.

3.3.16 Проверка условия компоновки редуктора

(3,34)

100-136,23/2-50/2=6,9 мм - условие компоновки редуктора выполняется.

4. Расчёт валов

4.1 Расчёт входного вала

4.1.1 Проверочный расчёт вала

Составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.

К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

F_t1 = 0,9 кН; F_r1 = 0,32кН;

F_a1 = 0,09кН.

ΣМ_В=0; F_r1·48- F_a1·d/2-R_AY·26=0

R_AY=

ΣМ_A=0; F_r1·22- F_a1·d/2+R_BY·26=0

R_BY=

ΣF=0; R_BY+ R_AY -F_r1=0

0,53-0,21+0,32=0

I-I

M₁=F_a1·d₁/2-F_r1·z₁

M₁=0,09×15=1,35Н·м

M₁=-0,32×22+0,09×15=-5,69Н·м

II-II

M₂=-F_p·z₂+ F_a1×25+ R_AY×(z₂-22)

M₂==-0,32×22+0,09×15=-5,69 кН;

M₂=-0,32·48+0,09×15+0,53×26=0

ΣМ_А=0; R_BX·26+F_t1·22=0

R_BX=-F_t1·22/26=-0,9·22/26=-0,76 кН

ΣМ_В=0; -R_AX·26+F_t1·48=0

R_AX=F_t1·48/26=0,9×48/26=1,66 кН

ΣF=0; R_a+R_b-F_t=1,66-0,76-0,9=0

I-I

М₁=-F_t1·z₁

M₁=0; M₁=-0,9·22=-19,8 Н·м

Выделяем опасные сечения.

1. Опора А

4.1.2 Упрощённый расчёт вала

(5.4)

где σ_Э – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.5)

(5.6)

где σ_-1 – предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ_-1=0,43σ_в (5.7)

σ_-1=0,43·600=258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

К_δ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

К_δ = 1,65 – переход с галтелью.

σ_Э = 8,99 <

=68,8МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.2 Расчёт промежуточного вала

4.2.1 Материал и термообработка вала

Так как вал изготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни: Сталь 40Х

σ_в=600МПа

σ_Т=350МПа

4.2.2 Проектный расчёт вала

d_к

(5.11)