Материал: Привод ленточного конвейера
=
66.68+2·2.5 = 71.68 мм, da2 = 333.39+2·2.5 = 338.39 мм;
окружности впадин зубьев dfj = dj -2m(1,25 - xj),
=
66.68 - 2·2.5·1.25
= 60.43 мм, df2 = 338.39 - 2·2.5·1.25
= 332.14 мм.
Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
=
= 
= 5.15 м/с.
Для
полученной скорости назначим степень точности передачист = 8.
.4
Проверочный расчет передачи
Проверка контактной прочности зубьев
Для
проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу
= 
,
где
Z
= 8400 для
косозубых передач.
Коэффициент контактной нагрузки
Н
= KHα
KHβ KНV.
Коэффициент
неравномерности распределения нагрузки между зубьями
KHα
= 1 + A (nст
- 5) Kw,
где А=0.15 для косозубых передач;- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
При
НВ2 350 для
определения Kw используем выражение
= 0.002НВ2 + 0.036(V- 9) = 0.002·248.5 + 0.036·(5.15 - 9) = 0.358.
Тогда KHα=1+ 0.15·(8 - 5)·0.358 =1.16.
Коэффициент
неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса KHβ = 1+ (K
- 1) Kw,
где
K -
коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.
Для
определения K найдем
коэффициент ширины венца по диаметру
= 0.5
(u + 1) =
0.5·0.5(5 + 1) = 1.5.
По
значению определим K=1.095
методом линейной интерполяции [2], тогда KHβ = 1+(1.095 - 1) 0.469 = 1.04.
Динамический коэффициент KНV = 1.25 определим методом линейной интерполяции [2].
Окончательно
найдем KН = 1.16·1.04·1.25 = 1.51.
= 
= 492.45 МПа.
< 
HP.
Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.
Проверка изгибной прочности зубьев
Напряжения
изгиба в зубе шестерни
.
Коэффициент
формы зуба при xj = 0= 3.47 + 
,
где
ZVj =
-
эквивалентное число зубьев,
=
= 28.05,
ZV2 = 
= 140.26,
=
3.47 + 
= 3.94,
YF2= 3.47 + 
= 3.56.
Коэффициент,
учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,
= 
= 0.872
> 0,7.
Коэффициент
торцевого перекрытия
= [1.88 - 3.2 (
+
)] cos 
= [1.88 - 3.2(
+
)] cos 
= 1.689.
Коэффициент,
учитывающий перекрытие зубьев, 
=
=
= 0.592.
Коэффициент нагрузки при изгибе KF = KFα KFβ KFV.
Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:
KFα
=
1+ 0.15 (nст - 5); KFβ = 0.18 +
0.82K;= 1+3(KHV - 1) при НВ2 < 350.
В
результате получим
KFα = 1+ 0.15(8
- 5) = 1.45, KFβ=0.18+0.82·1.095
= 1.078;= 1+ 3(1.25 - 1) = 1.75,
KF = 1.45·1.078·1.75 = 2.74.
Тогда
=
3.94·0.872·0.592
= 134.2 МПа
< 
.
Напряжение
изгиба в зубьях колеса
=
= 127.32 МПа
< 
.
Условия
прочности выполнены.
.5
Силы в зацеплении
Окружная
сила Ft = 
= 
= 6321 Н.
Распорная
сила Fr = Ft
= 6321
= 2360 Н.
Осевая
сила Fа = Ft tg = 6321 tg = 1441 Н.
3.
Расчет цепной передачи
.1
Определение числа зубьев звездочек и шага цепи
Число зубьев ведущей звездочки
=
29 - 2u = 29 - 2·1.8 = 25.4.
Полученное значение округляем до ближайшего целого нечетного числа z1=25.
Число зубьев ведомой звездочки
=
Z1u = 25·1.8 = 45.
Фактическое передаточное число
ф
=
=
= 1.8.
Коэффициент эксплуатации
э
=Kд Kн Kр Kсм Kреж,
где
Kд =1 - динамический коэффициент при безударной нагрузке;н =1 - коэффициент,
учитывающий наклон передачи к горизонту, при 
;р - коэффициент, учитывающий способ
регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании Kр=1.25;см -
коэффициент способа смазки, при периодической смазке Kсм=1.5;реж - коэффициент
режима работы, при односменном режиме Kреж=1.
В результате расчета получили Kэ =1·1·1.25·1.5·1=1.875.
Выбор цепи
Определим расчетное значение шага цепи
=
28
= 28
= 36.72 мм,
где mр = 1.7 - коэффициент рядности для двухрядной цепи;
[p] - допускаемое давление в шарнире цепи, на первом этапе расчета ориентировочно принимаем [p]=20 МПа.
Выбираем цепь 2ПР-38.1-127 с ближайшим большим к tp шагом, имеющая следующие характеристики: шаг t = 38.1 мм, площадь опорной поверхности шарнира цепи A = 788 мм2, масса одного погонного метра цепи qm = 11 кг/м.
Допускаемое давление в шарнире цепи [p] определим методом линейной интерполяции [p] = 27.577 МПа.
Для нового значения [p] уточним расчетный шаг цепи
=
28
= 32.99 мм.
Поскольку
полученное значение tp < t и tp > tmin, где tmin = 31.75 мм - ближайший
меньший по отношению к t стандартный шаг цепи, то оставляем без изменения
первоначально выбранный шаг цепи.
3.2
Геометрические параметры передачи
Число звеньев цепи
=
2At+0.5(Z1+Z2)+
=
2·40+0.5(25+45)+
=116.
Приняли после округления Lt =116.
Длина цепи L= tLt = 38.1·116 = 4419.6 мм.
Межосевое
расстояние 
= 0.25 t [Y
+
] =
=
0.25·38.1 [81+
] = 1541.53
мм,
где Y = Lt - 0.5 (Z1+ Z2) = 116 - 0.5(25 + 45) = 81 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек
=
, d1 =
= 304.8 мм,
=
=546.19 мм.
.3
Проверочный расчет передачи
Скорость
цепи=
=
= 4.681 м/с.
Окружное усилие в цепи
=
=
= 6708.4 Н.
Усилие от провисания цепи
=
0.01Kf qm =
0.01·6.25·11·1541.33 = 1059.66 Н,
где Kf=6.25 - коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту.
Центробежное усилие
=
qm V2 = 11·4.6812 = 241.03 Н.
Давление в шарнире цепи
=
=
= 10.16 МПа.
Условие статической прочности цепи
= 
= 14.71 МПа.
Поскольку это условие выполняется, то цепь обладает необходимой статической прочностью.
Сила, нагружающая валы передачи,
=
Ft+2Ff = 6708.4 + 2·1059.66 = 8827 Н.
4.
Проектный расчет валов. Подбор подшипников
.1
Ведущий вал
Для
валов из стали 45 пониженное значение допускаемого напряжения на кручение [
]к = 15 МПа.
Диаметр хвостовика вала вычисляем по формуле:
мм,
Округляя, по ГОСТ 6636-69 принимаем диаметр выходного участка вала шестерни
мм.
Рисунок 4.1- Эскиз вала-шестерни
Диаметр
под уплотнения
Принимаем
Диаметр
под подшипники
Принимаем
Выбираем
подшипники легкой серии № 211 .
Диаметр
ступени вала, обеспечивающей осевую фиксацию вала
,
где
r - радиус закругления кольца подшипника;
Принимаем
.2
Ведомый вал
Для
ведомого вала принимаем пониженное значение допускаемого напряжения на кручение
[]к = 20 МПа.
Диаметр хвостовика вала вычисляем по формуле:
мм,
Округляя, по ГОСТ 6636-69 принимаем диаметр выходного участка вала колеса
мм.
Рисунок
4.2 - Эскиз вала колеса
Диаметр
под уплотнения
Принимаем
Диаметр
под подшипники
Принимаем
Выбираем
подшипники средней серии № 216.
Диаметр
под колесо
мм.
Принимаем
Диаметр
буртика
мм.
Принимаем
5.
Основные конструктивные размеры деталей редуктора
.1
Конструктивные размеры колеса
Диаметр ступицы
мм.
Принимаем 
Длина
ступицы
мм.
Принимаем
Толщина
обода колеса
мм.
Принимаем
мм.
Толщина
диска
мм.
Принимаем
Внутренний диаметр
мм.
Принимаем 
мм.
Диаметр
центровой окружности
,
мм.
Принимаем
мм.
Диаметр отверстий
Принимаем
Фаска
мм.
Радиус
скругления 
Принимаем 
.2
Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина
стенки корпуса и крышки редуктора
δ
= 0,025 ∙aw +1
= 0,025∙200 +1 = 6 мм.
Принимаем
δ
= 8
мм.
δ1
= 0,02∙ aw +1
= 0,02∙200 +1 = 5 мм.
Принимаем δ1 = 8 мм.
Толщина верхнего пояса корпуса= 1,5∙ δ = 1,5∙ 8 = 12 мм.
Принимаем b=12мм.
Толщина нижнего пояса крышки корпуса
b1 = 1.5∙ δ = 1.5∙8 = 12 мм.
Принимаем b1 = 12 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки
=
2.35 ∙ δ = 2.35∙8 =18.8 мм.
Принимаем Р=20мм.
Толщина
ребер основания корпуса
m
= (0,85…1)∙δ =(0.85…1)∙8 = 6.8…8мм .