Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера (стр. 2 из 3)

мм (33)

Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев колеса

мм (34)

Определим внешнюю окружную толщину зуба шестерни и колеса по формуле

(35)

2.4 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем окружную силу в зацеплении

Н, (36)

где d_m1-средний делительный диаметр шестерни, мм.

Окружная скорость колеса определяется по формуле

(37)

Определяем условное межосевое расстояние

(38)

Находим удельную окружную динамическую силу

Н/мм, (39)

где δ_Н-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля на динамическую нагрузку (δ_Н=0,06);

g_o-коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления

зубьев шестерни и колеса (g_o=9);

Определяем удельную расчетную окружную сила в зоне ее наибольшей концентрации

Н/мм (40)

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по формуле

(41)

Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле

Н/мм, (42)

где b-ширина венца зубчатых колес, мм.

Определяем расчетные контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми

(43)

где Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных

поверхностей зубьев (ZH=1.77);

Z_E- коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов колес (ZE=275);

Zε- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных

линий (Zε=1.0).

2.5 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Удельная окружная динамическая сила определяется по формуле

Н/мм, (44)

где δ_F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку (δ_F=0,16).

Определяем удельную расчетную окружную силу в зоне ее наибольшей концентрации

Н/мм, (45)

где K_Fβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца (K_Fβ=1,15).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении определяется по формуле

(46)

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

Н/мм (47)

Определяем коэффициент, учитывающий форму зуба по формуле

(48)

Определяем расчетные напряжения изгиба зуба шестерни по формуле и сравниваем их с допускаемыми

(49)

Определяем расчетные напряжения изгиба зуба колеса по формуле и сравниваем их с допускаемыми

(50)

где Y_β- коэффициент, учитывающий наклон зуба (Y_β=1)

Y_ε- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (Y_ε=1)

Находим силы действующие в зацеплении зубчатых колес:

-уточненный крутящий момент на колесе

(51)

-окружная сила

(52)

-радиальная сила

(53)

-осевая сила

(54)

4. Расчет тихоходного вала

4.1 Проектный расчет вала

Исходные данные:

- материал вала Сталь 3 ГОСТ380-88

- крутящий момент на валу, Нм 303,965.

Минимальный диаметр вала определяем по формуле

мм

По конструктивным соображениям принимаем следующие диаметры вала:

- диаметр выходного конца d=30 мм;

- диаметр для посадки подшипника d=35 мм;

- диаметр для посадки колеса d=38 мм.

Длины участков вала принимаем конструктивно:

- участки на посадку подшипников L₁=25 мм, L₂=48 мм;

- участок на посадку колес L₃=40 мм;

- выходной конец вала, L₄=58 мм.

Общая длина вала составляет 294 мм.

4.2 Проверочный расчёт вала

Исходные данные:

- окружные силы колес F_t3 = F_t4,кН 2,039;

- радиальные силы F_r3 = F_R4,кН 0.85;

- осевые силы зацеплений F_A3= F_A4,кН0,44;

- нагрузка на вал передачи от звёздочки F_Ц.,кН 4,53;

-угол наклона цепной передачи к горизонту 80

- начальный диаметр колес d_w,м 0,142;

Схема приложения сил приведена на рисунке 2.

Реакции на опорах действующие в горизонтальном направлении

кН

Реакции на опорах действующие в вертикальном направлении

кН

Полные поперечные реакции в опорах

кН

Определяем изгибающие моменты в плоскости XOZ

кН·м

Определяем изгибающие моменты в плоскости YOZ

кН·м

Суммарные изгибающие моменты М_ИЗ в характерных участках вала

кН·м

По полученным данным строят эпюры изгибающих моментов, эпюру крутящих моментов и эпюру суммарных крутящих моментов и изображаем их на рисунке 2.

Так как основным видом разрушения валов является усталостное, а статическое встречается крайне редко, поэтому расчёт на усталость является основным, а на статическую прочность проверочным.

Для выбранных опасных сечений (под колесом и под подшипником) определяем запасы сопротивления усталости и сравниваем с допустимым ([S]=1.5).

где

- запас сопротивления усталости по изгибу;

- запас сопротивления усталости по кручению.

где

- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений