Привод цепного конвейера (стр. 2 из 3)

N_FE2 =0,06∙20∙10⁶=1,2∙10⁶

Поскольку N_FE1> N_FO принимаем K_FL=1

K_FL2j=

=1,22

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1=

_FP2=

3. Проверочный расчет передачи

электродвигатель привод вал редуктор

Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

= (u+1) ,

где

- коэффициент вида передачи, =450

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =1,2

Коэффициент ширины зубчатого венца

=0,5 (ряд на с.8 [1]).

=450(4+1) ,

Округлим

до ближайшего большего стандартного значения (табл.6 [1]). 280 мм

Модуль выберем из диапазона

m=

=(0,01…0,02)280=2,8…5,6 мм

Выбираем стандартный модуль (табл.5 [1]): m=4

Суммарное число зубьев

Z

= = =140

Число зубьев шестерни

Z₁=

= =28

Число зубьев колеса

Z₂= Z

-Z₁=140-28=112

Фактическое передаточное число

u_ф =

= =4

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u

5

u=100 =100 =0%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁=0 x₂= 0

Ширинa венца колеса

b_w2=

∙ =0,5∙280=140 мм

Принимаем b_w2 = 140 мм по ряду на с.11 [1].

b_w1=145мм

Основные геометрические размеры зубчатых колес

Определяем диаметры делительных окружностей колеса и шестерни

d_j=m_nZ_j.

Убедимся, что полу сумма делительных диаметров шестерни и колеса равна межосевому расстоянию:

Окружности вершин зубьев:

d_aj = d_j+2

(1+х)

d_a1 = 112+2∙4=120 мм

d_a2 = 448+2∙4 =456 мм.

Окружности впадин зубьев:

d_fj = d_j-2,5

(1,25-х)

d_f1 = 112-2∙4∙1,25=102 мм

d_f2 = 448-2∙4∙1,25=438 мм

Фактическая окружная скорость, м/с:

м/с [7. ч .1 стр.23];

Для полученной скорости назначаем степень точности передачи n_ст=9 (табл 8.1 [3])

Проверка на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба быстроходной ступени редуктора

Условие контактной прочности передачи имеет вид

s_HP.

Контактные напряжения

определяются по формуле:

= ,

где Z_σ= 9600 для прямозубых передач,

К_Н - коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент контактной нагрузки определяется по формуле:

К_Н = K_HαK_Hβ К_НV,

где K_Hα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Hβ–коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

К_НV– динамический коэффициент.

K_Hα=1+А(h_ст-5)К_w

А=0,06

К_w=0,002HB₂+0.036(V-9)=0,002∙193+0,036(0,94-9)=0,09

K_Hα=1+0,06(9-5) ∙0,09=1,023

K_Hβ=1+(К⁰_Нβ-1) К_w

Для определения К⁰_Нβ вычислим коэффициенты ширины венца по диаметру

Ψ_bd=0,5 Ψ_bа(U+1)=0,5∙0,5(4+1)=1

По значению Ψ_bd определим К⁰_Нβ методом линейной интерполяции

К⁰_Нβ=1,07

К_Нβ=1+(1,07-1)0,09=1,006

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

К_НV =1,06

К_Н=1,24∙1,006∙1,06=1,09

Таким образом,

Определяем недогрузку

Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj

s_FPj.

напряжение изгиба в зубьях шестерни определяется по формуле:

,

где Y_Fj- коэффициенты формы зуба,

К_F- коэффициент нагрузки при изгибе,

Коэффициент нагрузки при изгибе определяем по формуле:

K_F = K_FαK_FβK_FV.

где K_Fα- коэффициент распределения нагрузки между зубьями,

K_Fβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

K_FV – динамический коэффициент.

Данные коэффициенты определяем по таблицам:

K_Fα =1

K_Fβ =0,18+0,82 К⁰_Нβ=0,18+0,82∙1,07=1,057

K_FV=1+1,5(K_HV-1)=1+1,5(1,06-1)=1,09

K_F =1∙1,057∙1б09=1,15

Y_F1=

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

.

Y_F2=

Силы в зацеплении

Окружная сила F_t=

=

параметр	обозначение	шестерня	колесо
Число зубьев	z	28	112
Делительный диаметр	d, мм	112	448
Диаметр вершин зубьев	da=(z+2)m, мм	120	456
Диаметр впадин зубьев	df=(z-2,5)m, мм	102	438
Крутящий момент	Т, Н∙м	616	2391
Модуль	M, мм	4	4

Радиальная сила F_r= = F_t∙ tg20⁰=8800∙0,32=2816H

Параметры общие для шестерни и шестерни

Передаточное число	Обозначение	Значение
По ГОСТу	U	4
Передаточное число фактическое	Uф	4
Отклонение %	ΔU	0
Высота головки зуба	ha	4
Высота ножки зуба	hf	5
Высота зуба	h	9
Межосевое расстояние	aw	280

4. Расчет вала

Предварительный расчет тихоходного вала

Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм

d=

=

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T= 616 Н×м