Расчет и проектирование привода для пластинчатого конвейера (стр. 5 из 10)

- передаточное число промежуточной передачи;

Т₂ - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев = 1(см. 3.1, п. 1 [1]);

-коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор (с. 13 [2]).

-допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.

=49,5·(4,24+1)· =142,6 мм

Полученное значение межосевого расстояния

округляют в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 310-76 : 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315 мм. Принимаем =140 мм.

2. Выбирают модуль в интервале m=(0,01÷0,02)

, по СТ СЭВ 310—76 (в мм)

m=(0,01÷0,02) ·100=(1÷2)мм

Модуль принимаем из стандартного ряда (с.30 [1]) m=2мм

3. Определяем суммарное число зубьев данной передачи по формуле (с.13 [2]) :

Z_Σ=

(3.5)

где

- межосевое расстояние, мм;

m –модуль передачи, мм;

Z_Σ=

Находим число зубьев на шестерни по формуле (с.14 [2]) :

Z₁=

(3.6)

где

- передаточное число промежуточной передачи.

Z₁=

Число зубьев на колесе находится по формуле (с.14 [2]) :

Z₂ =Z_Σ - Z₁ (3.7)

где Z₁ – число зубьев шестерни.

Z₂ =140-27=113

4. определяем фактическое передаточное число по формуле (с.18 [2]) :

(3.8)

где Z₂ – число зубьев колеса.

Погрешность при выборе передаточного числа определяем по формуле (с.18 [2]) :

Δi=

% (3.9)

Δi =

%=1,4%

Погрешность составляет всего 1,4% , что позволяет сделать вывод, что передаточное число выбрано верно.

5. Определяем диаметры колес (с.41 [1]) .

Делительные диаметры:

шестерни

= мм

колеса

= мм

Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни

d_a1=d₁+2m =54+2·2=58 мм

d_f1=d₁-2,5m = 54-2,5·2 =49 мм

колеса

d_a2=d₂+2m =226+2·2 =230 мм

d_f2=d₂-2,5m = 226-2,5·2=221 мм

6. Определяем ширину шестерни и колеса.

Ширину колеса находим по формуле (с.41 [1]) :

b₂=

· (3.10)

где

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор, принимаем =0,3 (с. 13 [2]).

b₂=140·0,3 =42 мм

Ширина шестерни больше на (3÷8) мм чем у колеса

b₁= b₂+(3÷8)=42+5=47 мм.

3.7 Проверочный расчет передачи

Определяем точность найденных диаметров по межосевому расстоянию

(3.11)

мм

Таким образом, найденные диаметры определены, верно.

Определяем силы в зацеплении:

Окружная сила направлена по касательной в точки касания колеса и шестерни.

(3.12)

где Т₂ - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;

d₂ – делительный диаметр шестерни, мм.

Н

Радиальная сила направлена к центру окружности и определяется по формуле (с.19 [2]) :

(3.13)

где F_t – окружная сила, Н;

α – между геометрической суммой радиальной и осевой силами,

β- угол наклона зубьев, tg β=0,364.

Н

Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. Должно выполняться неравенство

Для колеса

(3.14)

где

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. (с.15 [2]), =0,91;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с.16 [2]), =1,4;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с.16 [2]),

=1,25;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба,

= ;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,61;

b₂ - ширина колеса, мм.

Мпа

Для шестерни

(3.15)

где

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,61;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

- напряжение изгиба на колесе, Мпа.

Мпа

Так как [σ]_F1=547,83 МПа, [σ]_F2=495,65 МПа и σ_F1=390,5 МПа, σ_F2=359,91 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1

σ_F1 , [σ]_F2

σ_F2 то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям .

(3.18)

где

, , -коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы то =1, =1, =1.