Привод цепного транспортера (стр. 6 из 10)

Отклонение действительного контактного напряжения:

.

.

Недогрузка составляет 15%, что находится в пределах допустимых

Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:

где

− коэффициент пиковой нагрузки, оговорен в исходных данных технического задания на проект;

[

] − максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках.

Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе:

,

где KFV − коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.

KFV2 = 1 + 0,045·V2;

KFV2 = 1+0,045·1,69=1,07605.

KFb2 − коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения KFb определим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины ybd колеса.

KFb2 = 1,2.

KFa2 − коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. Величину KFaпринимаем с учетом назначенной степени точности передачи.

KFa2 = 1

KF2 = 1,07605·1,2·1 = 1,291.

Проверяем усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба

и в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями.

,

,

где

и − коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения и находят с учетом величины коэффициента смещения Xисходного контура и эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса .

,

.

,

.

.

− коэффициент, учитывающий наклон зубьев, вычисляется по зависимости:

,

где

− коэффициент осевого перекрытия;

b − угол наклона линии зубьев в градусах.

Принимаем

− коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

,

где

− коэффициент торцевого перекрытия.

МПа.

МПа.

= 28,67 МПа; =34,56 МПа.

Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

;

.

;

.

Основные геометрические размеры зубчатой передачи.

Делительные диаметры:

;

;

Проверка:

.

Диаметры вершин зубьев:

;

мм.

;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

;

мм.

;

мм.

Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):

Окружное усилие:

Н.

Радиальное усилие:

Н.

Осевое усилие:

Н.

5. Проектный расчет валов, выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора

Вал при работе испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [t] – 20…25 МПа [4, с. 296].

Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ1, мм, равен [4]:

Наименьший диаметр промежуточного вала dB2, мм, равен:

Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала dB3, мм, равен:

где Т1, Т2, Т3 – номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном), промежуточном и выходном (тихоходном) валах редуктора.

Полученные расчетные значения диаметров выходных участков валов

, , округлим до ближайшего большего стандартного значения.

Окончательно принимаем:

=25, =40, =65.

Остальные размеры участков валов назначаем из ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструктивных и технологических соображений. Для быстроходного вала:

dy1=dП1³

+2•t+1³ 35=35 мм – диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти [10 таблица Б. 5]. Также величина высоты t, мм, перехода диаметра вала по отношению к предыдущему диаметру должна быть больше или равна размеру фаски f, мм [10. таблица 14]

Диаметр бортика для упора подшипника ds1, мм, вычислим по формуле

ds1³dП1+2•t,

где t-значение высоты перехода [10 таблица 14]

ds1³25+2•2³29

Окончательно выбираем ds1=30 мм.

Величина высоты буртика больше величине радиуса закругления подшипника r, мм, что обеспечивает надежное осевое размещение подшипника на валу;

dfl, da1, d1, – размеры шестерни (пункт 3.1).