Проектирование привода цепного транспортера (стр. 4 из 5)

Тогда

Значения

определяются по табл. 5.6

Коэффициент

определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи.

Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что

и .

Теперь находим значения коэффициентов нагрузки

Определим коэффициент ширины быстроходной ступени

Определяем рабочую ширину колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Вычислим модуль передачи по формуле:

,

где

=257.1 МПа – изгибное напряжение на колесе; , . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .

Определим минимально возможный угол наклона зуба

.

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

. Округляем это число и получаем .

Определяем действительное значение угла

и сравниваем его с минимальным значением:

.

Найдём число зубьев шестерни

и колеса , учитывая, что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; .

Найдём фактическое передаточное число передачи:

. Таким, образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения .

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:

где – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;

– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса:

.

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

, ,

где

– модуль зубчатых колёс;

– угол наклона зуба;

Проверка

Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев

и впадин зубьев ; ; ; .

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружную силу на среднем находим по формуле:

Н,

Осевая сила на шестерне:

Н,

Радиальная сила на шестерне:

Н

6. Определение диаметров валов

Определим диаметр быстроходного вала шестерни:

, где – момент на быстроходном валу. Примем . Сравним этот диаметр с диаметром вала электродвигателя, при этом должно выполняться условие – условие выполняется.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

. Примем d_к = 30мм. Диаметр вала под колесо . Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: . Примем d _бк = 32мм.

Определим диаметры промежуточного вала:

, где Т₂ – момент на промежуточном валу. Примем d_к = 35 мм. Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала. Диаметр вала под колесо . Примем диаметр d_к =38. Диаметр буртика для упора колеса . Принимаем d_бк = 42мм.

Определим диаметр тихоходного вала:

, где – момент на тихоходном валу. Примем . Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала. Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный -ти, то принимаем . Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: . Пусть .

7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные средней серии

. Для него имеем: – диаметр внутреннего кольца, – диаметр наружного кольца, – ширина подшипника, – динамическая грузоподъёмность, – статическая грузоподъёмность, – предельная частота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: – осевая сила, – радиальная сила. Частота оборотов . Требуемый ресурс работы , , Y = 1.6 при F_a/VF_r > e..