Привод ленточного конвеере

    Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

    Межосевое расстояние вычисляется из условия  контактной выносливости активных поверхностей зубьев

     мм,

    где для косозубых передач  , а передаточное число тихоходной ступени редуктора

    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм.

    Нормальный  модуль зацепления принимаем по следующей  рекомендации:

     мм; принимаем по ГОСТ 9563-60 2,7мм.

    Принимаем предварительный угол наклона зубьев

      
 

    

    Уточняем  значение угол наклона зубьев

     ,

    Основные  размеры шестерни и колеса:

    диаметры  делительные:

     мм;

     мм.

    Проверка: мм.

    диаметры  вершин зубьев:

     мм;

     мм;

    ширина  колеса мм;

    ширина  шестерни мм мм.

    Определяем  коэффициент ширины шестерни по диаметру:

    Окружная  скорость колес и степень точности передачи: м/с.

    При такой скорости для косозубых  колес следует принять 8-ю степень точности.

    Коэффициент нагрузки :

    Значения  даны в [3, табл. 3.5.]; при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор

    По [3, табл. 3.6.] для прямозубых колес  при  м/с и 8-й степени точности имеем ;

    Таким образом,

    Проверка  контактных напряжений:

     МПа МПа.

    Силы, действующие в зацеплении:

    окружная  Н;

 

     

    радиальная  Н;

    осевая  Н.

    Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба:

    Здесь коэффициент нагрузки

    По [3, табл. 3.7.] при  твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор

    По [3, табл. 3.8.]

    Таким образом, коэффициент 

      – коэффициент, учитывающий форму зуба выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев.

    Для шестерни:

    Для колеса:

    Таким образом  и

    Определяем  допускаемое напряжение:

    По [3, табл. 3.9.] для стали 45 улучшенной при  твердости 

    Для шестерни МПа.

    Для колеса МПа.

     - коэффициент безопасности, где по [3, табл. 3.9.], (для поковок и штамповок). Следовательно,

    Допускаемые напряжения:

    для шестерни МПа;

    для колеса МПа.

    Находим отношения  для шестерни МПа; для колеса МПа.

    Дальнейший  расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

    Определяем  коэффициенты и : ;  
 

      

    Проверяем прочность зуба колеса:

      

     МПа МПа.

    Условие прочности выполнено.

 

     

    III. Предварительный расчет валов редуктора

    Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

    Входной вал:

    диаметр выходного конца при допускаемом  напряжении МПа

      мм

    Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Иногда принимают . Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобранного электродвигателя [3, табл. П.2.] диаметр вала 38 мм. Примем мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-93 с расточками полумуфт под мм и мм. Примем под подшипниками мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

    Промежуточный вал:

    диаметр вала под подшипники при допускаемом напряжении МПа

     мм.

    Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем мм, диаметр вала под подшипник принимаем мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

    Ведомый вал:

    диаметр выходного конца при допускаемом  напряжении МПа

     мм.

    Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем мм, под зубчатым колесом мм.

    Так как выходной вал редуктора соединен муфтой с приводным валом барабана, то необходимо согласовать диаметры выходного конца вала редуктора и выходного конца приводного вала барабана . Диаметр выходного конца приводного вала принимаем мм. Исходя из этого выбираем муфту зубчатую по ГОСТ 5006-94 с диаметром полумуфт мм.

    Диаметры  остальных участков валов назначают  исходя из конструктивных соображений  при компоновке редуктора.

 

     

    IV. Конструктивные размеры зубчатых колес

    1. Коническая быстроходная ступень мм.

    Определены  ранее: мм; мм; мм.

     мм; мм; мм.

    Диаметр ступицы  мм.

    Длина ступицы мм, принимаем мм.

    Толщина обода  мм, принимаем мм.

    Толщина диска  мм, принимаем мм. 

    2. Тихоходная цилиндрическая ступень мм.

    Определены  ранее:  мм; мм; мм.

     мм; мм; мм.

    Диаметр ступицы  мм.

    Длина ступицы  мм, принимаем мм.

    Толщина обода  мм, принимаем мм.

    Толщина диска  мм.

 

     

    V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

      По [3, табл.10.2; 10.3] толщина стенок корпуса и крышки:

      мм, принимаем  мм;

      мм, принимаем  мм;

    Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

    верхнего  пояса корпуса и пояса крышки

      мм; мм.

    ширина  пояса корпуса

      мм, ; принимаем  мм.

    Диаметр болтов:

    фундаментных  мм, принимаем болты с резьбой М20;

    крепящих  крышку к корпусу у подшипников мм, принимаем болты с резьбой М16;

    соединяющих крышку с корпусом мм, принимаем болты с резьбой М12.

 

     

    VI. Проверка долговечности подшипников

    Ведомый вал.

    Из  предыдущих расчетов имеем: Н; Н; Н.

    Нагрузка  создаваемая барабаном  Н, составляющая этой нагрузки Н.

    Из  компоновочного чертежа находим: мм.

 
 

    Реакции опор: в плоскости xz:

     Н;

     Н;

    в плоскости yz

     Н.

     Н.

    Суммарные реакции

     Н;

     Н.

    Выбираем  подшипники по более нагруженной  опоре 6.

    Намечаем  роликовые конические однорядные подшипники 7211легкой серии [3, табл. П.3.]: мм; мм; мм; кН; кН.

    Эквивалентную нагрузку находим по формуле:

    в которой радиальная нагрузка Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [3,табл.9.19.]; [3,табл.9.20.].

    Отношение эта величина по [3,табл.9.18.]соответствует .

    Отношение следовательно , .

    Поэтому , тогда: Н.

    Расчетная долговечность, млн. об.

     млн. об.

    Расчетная долговечность, ч.

      ч;

    здесь об/мин – частота вращения выходного вала.

    Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников  может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники выходного вала 7211 имеют ресурс ч.

 

     

    VII. Проверка прочности шпоночных соединений

    Шпонки  призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов  и длины шпонок – по ГОСТ 23360–78 [3,табл.8.9.].

    Материал  шпонок – сталь 45 нормализованная.

    Напряжения  смятия и условие прочности по формуле:

    Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице  МПа, при чугунной ступице МПа.

    Выходной  вал.

    Проверяем шпонку под зубчатым колесом: мм; мм; мм; длина шпонки мм (при длине ступицы зубчатого колеса 85,5 мм); момент на выходном валу