Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера (стр. 2 из 6)

де: К_а – для косозубних коліс К_а = 43;

u₁ – передатне відношення першого щабля;

Т₂ – крутний момент другого вала, Нмм;

К_Нβ - коефіцієнт, що враховує не рівномірність розподілу навантаження по ширині вінця.

При проектуванні зубчастих закритих передач редукторного типу приймають значення К_Нβ по таблиці 3.1 [1]. К_Нβ=1,25

[σ_H] – напруга, що допускається гранично;

ψ_ba – коефіцієнт відносини зубчастого вінця до міжосьової відстані, для косозубної передачі ψ_ba = 0,25

0,40.

мм

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 а_w = 160 мм (див. с.36 [1]).

2.2.2 Нормальний модуль

m_n = (0,01

0,02)*а_w

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

m_n = (0,01

0,02)*а_w = (0,01 0,02)*160 = 1,6 3,2 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 m_n = 3.

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

2.2.3 Число зубів шестірні (формула 3.12 [1] )

,

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

β – кут нахилу зуба, °;

u₁ – передатне відношення першого щабля;

m_n – нормальний модуль, мм;

2.2.4 Число зубів колеса

z₂ = z₁ * u₁ = 17*5=85

Уточнюємо значення кута нахилу зубів

,

де: z₁ – число зубів шестірні;

z₂ – число зубів колеса;

m_n – нормальний модуль, мм;

а_w – міжосьова відстань, мм;

β = 17°

2.2.5 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.2.6 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: d_a1 =d₁+2m_n =53,3 + 2*3 = 59,3 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 266,7 + 2*3 = 272,7 мм

2.2.7 Ширина зуба

Для колеса: b₂ = ψ_ba * a_w = 0,4 * 160 = 64 мм

Для шестірні: b₁ = b₂ + 5 = 64 + 5 = 69 мм

2.2.8 Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру

,

де: b₁ – ширина зуба для шестірні, мм;

d₁ – ділильний діаметр шестірні, мм;

2.2.9 Окружна швидкість коліс

м/з

Ступінь точності передачі: для косозубних коліс при швидкості до 10 м/с варто прийняти 8-ю ступінь точності.

2.2.10 Коефіцієнт навантаження

По таблиці 3.5 [1] при ψ_bd = 1,29, твердості НВ< 350 і несиметричному рас-положенні коліс коефіцієнт К_Нβ = 1,17.

По таблиці 3.4 [1] при ν = 4,1 м/с і 8-й ступеня точності коефіцієнт К_Нα=1,07.

По таблиці 3.6 [1] для косозубних коліс при швидкості менш 5 м/с К_Нυ = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

2.2.11 Перевіряємо контактні напруги по формулі

, МПа

де: а_w – міжосьова відстань, мм;

Т₂ – крутний момент другого вала, Нмм;

К_Н – коефіцієнт навантаження;

u₁ - передатне відношення першого щабля;

b₂ – ширина колеса, мм;

Умова міцності виконана.

2.2.12 Сили, що діють у зачепленні

У зачепленні діють три сили:

- Окружна

, Н

де: Т₁ – крутний момент провідного вала, Нмм;

d_{1 -} ділильний діаметр шестірні, мм;

- Радіальна

, Н

де: α – кут зачеплення, °;

β – кут нахилу зуба, °;

Осьова

F_a = F_t * tg β, Н

F_a = F_t * tg β = 2457,8 * 0,3057 = 751,4 Н

2.2.13 Перевірка зубів на витривалість по напругах вигину

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

де: F_t – окружна сила, Н;

Коефіцієнт навантаження К_F = K_Fβ * K_Fν

По таблиці 3.7 [1] при ψ_bd = 1,34, твердості НВ ‹ 350 і несиметричному рас-положенні зубчастих коліс щодо опор коефіцієнт К_Fβ = 1.36.

По таблиці 3.8 [1] для косозубних коліс 8-й ступеня точності й швидкості 4,1 м/с коефіцієнт К_Fυ = 1,1.

Таким чином, К_F = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коефіцієнт, що враховує форму зуба, Y_F залежить від еквівалентного числа зубів z_υ

- У шестірні

- У колеса

Коефіцієнт Y_F1 = 3,85 і Y_F2 = 3,6 (див. стор. 42 [1] ).

Визначаємо коефіцієнти Y_β і К_Fα

,

де середні значення коефіцієнта торцевого перекриття ε_α = 1,5; ступінь точності n = 8.

Допускаються напруги при перевірці на вигин, визначають по формулі 3.24 [1]:

, МПа

По таблиці 3.9 для сталі 45 поліпшеної границя витривалості при циклу вигину

= 1,8 НВ.

Для шестірні

= 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса

= 1,8 * 200 = 360 МПа

Коефіцієнт безпеки

По таблиці 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для сталі 45 поліпшеної; [S_F]” = 1 для кувань і штампувань.

Напруги, що допускаються:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин варто проводити для того зубчастого колеса, для якого відношення

менше. Знайдемо відносини:

Для шестірні

Для колеса

Перевірку на вигин проводимо для колеса:

Умова міцності виконана.

2.3 Розрахунок тихохідного щабля двоступінчастого зубчастого редуктора

2.3.1 Міжосьова відстань визначаємо по формулі

, мм

де: К_а = 43;

u₃ – передатне відношення на виході;

Т₃ – крутний момент на виході;

К_Нβ=1.25

ψ_ba = 0,25

0,40.

Найближче значення міжосьової відстані за ДСТ 2185-66 а_w = 200 мм (див. с.36 [1]).

2.3.2 Нормальний модуль

m_n = (0,01

0,02)*а_w = (0,01 0,02)*200 = 2 4 мм

Приймаємо за ДСТ 9563-60 m_n = 3 мм

Попередньо приймемо кут нахилу зубів β=10°.

2.3.3 Число зубів шестірні

2.3.4Число зубів колеса

Z₄ = z₃ * u₂ = 32*3,05=97,6

2.3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

β = 12,83°=12^o50^/

2.3.6 Діаметри ділильні

Для шестірні:

Для колеса:

Перевірка:

2.3.7 Діаметри вершин зубів

Для шестірні: d_a3 =d₃+2m_n =98,5 + 2*3 = 104,5 мм

Для колеса: d_a4 =d₄+2m_n = 301,5 + 2*3 = 307.5 мм

2.3.8 Ширина зуба