Привод ленточного конвейера 4 (стр. 4 из 9)

(см. табл.8.4).

По таблице 8.5 (2) принимаем

и находим модуль колеса по формуле:

(2.27)

По таблице 8.1(2) и формуле 8.15(2) назначаем m_n = 1.5 мм.

Выполняя рекомендации ß8.7 (2) принимаем коэффициент осевого перекрытия

и находим угол наклона зубьев

по формуле

(2.28)

Отсюда

в рекомендуемых пределах (см. § 8.7 (2)).

Находим число зубьев шестерни и колеса:

(2.29)

(2.29`)

Фактическое передаточное число первой ступени находим как

(2.30)

Фактическое передаточное отношение редуктора:

U = U₁ * U₂ = 3,35 * 3.58 = 11,99 (2.31)

Отклонение от заданного

, где допустимое

Уточняем значение

по межосевому расстоянию:

(2.32)

Отсюда

2.3 Проектировочный расчет валов

Этот расчет сводится к определению диаметров валов привода исходя из полученных

значений крутящих моментов.

Расчет ведем по формуле:

, (2.33)

где Т- значения крутящих моментов

- допустимое касательное напряжение. Принимаем , тогда получим

следующие значения:

Вал двигателя:

Входной вал редуктора:

Промежуточный вал:

Выходной вал:

Приводной вал:

.

2.4. Результатырасчетов напряжений, геометрических параметров с использованием автоматизированных систем расчета «Восход» и «АРМ»

Расчет в системе «Восход»

Расчет зубчатых передач

2^-я ступень

И С Х О Д Н Ы Е Д А Н Н Ы Е

Цилиндрическая прямозубая передача с внешним эвольвентным зацеплением по ГОСТ 16532-70

Крутящий момент на колесе, Н*М 2800

Частота вращения колеса,1/мин 31.00

Требуемое передаточное число 3.15

Ресурс передачи, час 6358

Коэффициент кратности максимального момента 2.5

Твердость шестерни, HRC 50.0

Твердость колеса, HRC 24.0

Предел текучести материала шестерни, МПа 800

Предел текучести материала колеса, МПа 550

Коэффициент ширины колеса 0.250

Количество колес в зацеплении с шестерней 1

Количество колес в зацеплении с колесом 1

Расположение колеса относительно опор симметричное

Постоянная нагрузка, нереверсивная передача, закрытая передача.

Проектно-проверочный расчет.

Р Е З У Л Ь Т А Т Ы Р А С Ч Е Т А

ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ:

контактные 1392МПа изгибные для шестерни 441 МПа

изгибные для колеса 441 МПа

ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРИ ПЕРЕГРУЗКЕ:

контактные 2320МПа изгибные для шестерни 1450МПа

изгибные для колеса 1450МПа

РАБОЧИЕ НАПРЯЖЕНИЯ:

контактные 1146МПа изгибные для шестерни 733 МПа

изгибные для колеса 761 МПа

РАБОЧИЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРИ ПЕРЕГРУЗКЕ:

максимальные контактные напряжения 1813МПа

максимальные изгибные напряжения шестерни 1833МПа

максимальные изгибные напряжения колеса 1901МПа

Г Е О М Е Т Р И Я П Е Р Е Д А Ч И

Модуль 2.5000мм

Число зубьев шестерни 68

Число зубьев колеса 216

Действительное передаточное число 3.35

Расчетная ширина колес 102.000мм

Делительный диаметр шестерни 155.000мм

Делительный диаметр колеса 555.00мм

Диаметр вершин зубьев шестерни 159.000мм

Диаметр впадин зубьев шестерни 150.000мм

Диаметр вершин зубьев колеса 559.00мм

Диаметр впадин зубьев колеса 550.00мм

Межосевое расстояние 355.00мм

Ширина зубчатого венца шестерни 104.000мм

Ширина зубчатого венца колеса 102.000мм

Расчетная степень точности 9

Расчет зубчатых передач

1^-я ступень

И С Х О Д Н Ы Е Д А Н Н Ы Е

Цилиндрическая косозубая передача с внешним эвольвентным зацеплением по ГОСТ 16632-70

Крутящий момент на колесе, Н*М 332.00

Частота вращения колеса,1/мин 115.00

Требуемое передаточное число 3.55

Ресурс передачи, час 6358

Коэффициент кратности максимального момента 2.5

Твердость шестерни, HRC 26.0

Твердость колеса, HRC 24.0

Предел текучести материала шестерни, МПа 560

Предел текучести материала колеса, МПа 550

Коэффициент ширины колеса 0.250

Количество колес в зацеплении с шестерней 1

Количество колес в зацеплении с колесом 1

Расположение колеса относительно опор несимметричное

Постоянная нагрузка, нереверсивная передача, закрытая передача.

Проектно-проверочный расчет.

Р Е З У Л Ь Т А Т Ы Р А С Ч Е Т А

ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ:

контактные 1125МПа изгибные для шестерни 454 МПа

изгибные для колеса 454 МПа

ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРИ ПЕРЕГРУЗКЕ:

контактные 2320МПа изгибные для шестерни 1450МПа

изгибные для колеса 1450МПа

РАБОЧИЕ НАПРЯЖЕНИЯ:

контактные 986 МПа изгибные для шестерни 638 МПа

изгибные для колеса 665 МПа

РАБОЧИЕ НАПРЯЖЕНИЯ ПРИ ПЕРЕГРУЗКЕ:

максимальные контактные напряжения 1559МПа

максимальные изгибные напряжения шестерни 1594МПа

максимальные изгибные напряжения колеса 1662МПа

Г Е О М Е Т Р И Я П Е Р Е Д А Ч И

Модуль 1.500мм

Число зубьев шестерни 102

Число зубьев колеса 342

Действительное передаточное число 3.58

Угол наклона зуба 14.5град

Расчетная ширина колес 32.000мм

Делительный диаметр шестерни 163.000мм

Делительный диаметр колеса 547.000мм

Диаметр вершин зубьев шестерни 166.000мм

Диаметр впадин зубьев шестерни 160.000мм

Диаметр вершин зубьев колеса 550.000мм

Диаметр впадин зубьев колеса 544.000мм

Межосевое расстояние 355.00мм

Ширина зубчатого венца шестерни 34.000мм

Ширина зубчатого венца колеса 32.000мм

Расчетная степень точности 9

Расчет в системе «АРМ»

2.3 Эскизная компоновка редуктора

1) Проведем линии осей валов, изображаем контуры шестерни и колеса первой ступени.

В предыдущем пункте 2.4 рассчитан диаметр входного вала d₁=22.3 мм. В нашем случае

расчетное значение d₁ меньше посадочного диаметра муфты равного 32мм. Поэтому

принимаем d₁=32мм. Принимаем диаметр вала под уплотнение d₂=35мм. При этом высота заплечика, равна 1,5 мм, больше фаски у отверстия ступицы муфты, равной 1 мм. По рекомендации принимаем диаметр вала под подшипник d₃=d₂=35мм.

В соответствии с рекомендациями выбираем третью схему опор. Учитывая, что от подшипников цилиндрических зубчатых колес не требуется повышенная жесткость, а осевыенагрузки относительно не велики, намечаем для обеих опор вала радиальные однорядныешарикоподшипники. Предварительно принимаем шарикоподшипники средней узкой серии №307: d =35мм, D=80мм, В=21мм.

По таблице 8.3(1) d₄=42мм. Сравнивая d₄ c диаметром шестерни первой ступени

d=163мм и учитывая рекомендации, изготавливаем шестерни за одно целое с валом.

Находим наружный диаметр шестерни по формуле:

d_a= d+2m_n= 163+2.1.5=166мм (2.34)

Диаметр окружности впадин зубьев находим по формуле

d_f = d -2.5m_n = 163 – 2.5*1.5=159.25мм. (2.35)

2) Определяем длины участков входного вала.

Зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса по таблице 10.4(1):

(2.36)

где

- толщина стенки основания корпуса, находится по формуле:

(2.37)

Принимаем

, подставляя в (2.36)