Проектирование привода к ленточному конвейеру

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям  выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ;   ;

для колеса ;   .

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле, см. [1, стр. 36]:

                   .        (4.25)

По  таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ;

для шестерни Н/мм²;

для колеса Н/мм².

Коэффициент запаса прочности  . По таблице 3.9 =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения  :

для шестерни Н/мм²;   Н/мм²;

для колеса Н/мм²;   Н/мм².

Найденное отношение меньше для шестерни, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить  для зубьев шестерни.

Определим коэффициент, учитывающий повышение  прочности косых зубьев по сравнению  с прямыми, см. [1, стр. 39]:

                   ,        (4.26)

            где  - угол наклона линии зуба;

.

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

 Н/мм²,

что значительно  меньше Н/мм². 
 

4.2 Расчёт тихоходной ступени 

4.2.1 Определение межосевого  расстояния для  тихоходной ступени 

Межосевое расстояние тихоходной ступени определяем по той же формуле 4.1, что и для  быстроходной, принимая = 1,14, = 0,4, Н/мм²:

=

= мм.

Округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 = 160 мм, см. [1, стр. 30]. 
 

4.2.2 Выбор материалов 

Для тихоходной ступени выбираем аналогичные материалы, что и для быстроходнодной: сталь легированную 30ХГС улучшенную с твердостью НВ 250 для шестерни с твёрдостью НВ 220 для колеса. 
 

4.2.3 Определение расчётного  допускаемого контактного  напряжения для  тихоходной ступени 

Значения  расчётных допускаемых напряжений для тихоходной и бястроходной ступеней совпадают, т. е.:

 Н/мм²; 
 

4.2.4 Определение модуля 

Согласно [1, стр. 30], модуль следует выбирать в  интервале  :

= мм;

по  СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30], принимаем  2,5. 
 

4.2.5 Определение числа  зубьев шестерни  Z₃ и колеса Z₄ 

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]:

                   ,      (4.22)

Принимаем предварительно =10⁰ и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

;

принимаем =126.

Определяем  число зубьев шестерни по формуле [1, стр. 30]:

                   ;        (4.23)

Принимаем =27.

Рассчитаем  :

По  полученным значениям оределяем  передаточное отношение:

;

расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:

, что меньше 2,5%.

Определим уточнённое значение угла наклона зуба:

отсюда  = 10,26⁰.

После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:

                   ;     (4.24)

 мм. 
 

4.2.6 Определение основных  размеров шестерни  и колеса 

Диаметры  делительные рассчитываются по следующим  выражениям, см. [1, стр. 38]:

                   ;       (4.25)

                   .       (4.26)

 мм;

 мм.

Проверка: мм.

Вычислим  диаметры вершин зубьев:

                   ;       (4.27)

                   ;       (4.28)

 мм;

 мм.

Диаметры  впадин зубьев:

                   ;       (4.29)

                   ;       (4.30)

 мм;

 мм.

Ширина  колеса:

                   ;       (4.31)

 мм.

Ширина  шестерни:

                   мм;      (4.32)

мм= мм:

принимаем =68 мм. 
 

4.2.7 Определение коэффициента  ширины шестерни  по диаметру 

                   ;        (4.33)

. 
 

4.2.8 Определение окружной  скорости колёс  и степени точности 

                   ;       (4.34)

 м/c.

Согласно [1, стр. 27] для косозубых колёс  при  до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72. 
 

4.2.9 Определение коэффициента  нагрузки для проверки  контактных напряжений 

По [1, стр. 32] находим:

      = 1,06; = 1, 06; = 1,0.

     Используя выражение 4.20, вычисляем коэффициент  нагрузки:

 
 

4.2.10 Проверка контактных  напряжений 

Для проверочного расчёта косозубой передачи тихоходной ступени воспользуемся той же формулой , что и для быстроходной:

 Н/мм² < = 507,2 Н/мм². 
 

4.2.11 Расчёт зубьев  на выносливость  при изгибе 

Проверка  зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по выражению 4.22 с учётом того, что окружная сила, действующая в зацеплении, равна

                   ,        (4.35)

Н;

Определим коэффициент нагрузки : пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим = 1,115 и = 1,1;

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям  выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ;   ;

для колеса ;   .

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле 4.25:

                   .       

По  таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ;

для шестерни Н/мм²;

для колеса Н/мм².

Коэффициент запаса прочности  . По таблице 3.9 =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения  :

для шестерни Н/мм²;   Н/мм²;

для колеса Н/мм²;   Н/мм².

Найденное отношение меньше для колеса, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить  для зубьев колеса.

Определим коэффициент, учитывающий повышение  прочности косых зубьев по сравнению  с прямыми, используя выражение 4.26:

.

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

 Н/мм²,

что значительно  меньше Н/мм². 

 

5 Предварительный  расчёт и конструирование  валов 

Условие прочности валов:

                   ,        (5.1)

            где  - допустимое напряжение     =15...30 Мпа (Н/мм²).

                   ,        (5.2)

                   ,        (5.3)

            где d – диаметр вала, мм;

                  Т – крутящий момент на валу, . 
 

5.1 Расчёт и проектирование  второго вала привода 

                   ,       (5.4)

            где d_II – диаметр выходного участка вала, который соединяется с валом двигателя;

 мм.

Полученное численное значение мы округлили до ближайшего большего целого числа, оканивающегося, по условию, на 0; 2; 5; 8.

Для обеспечения  передачи крутящего момента с  вала I на вал II стандартной муфтой, необходимо выполнсить условие:

                   мм,      (5.5)

            где  - возможные диаметры вала редуктора, соизмеримые с диаметром вала двигателя;

                   - диаметр вала выбранного  электродвигателя;

мм.

Учитывая, что прочность вала должна быть обеспечена ( ), принимаем d_II = 30 мм.

Вычислим  диаметр вала под подшипником:

                    мм,       (5.6)

 мм.

Полученную  величину следует округлить до большего значения, заканчивающегося на 0 или 5.

                    мм,      (5.7)

            где  - диаметр буртика;

 мм.

Принимаем мм. 
 

5.2 Расчёт и проектирование  третьего вала 

Диаметр выходного участка вала находим  по формуле 5.3: