Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи (стр. 2 из 4)

- окружная сила в зацеплении, F₁ = =1440Н;

2) K_H = 1 − коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

3) K_H− коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 [1] в зависимости от окружной скорости колёс, где скорость колеса определяется по формуле:

 = м/с и степени точности передачи

определяем по табл. 4.2 и табл4.3[1]. K_H=1,08

4) K_H=1.

_н = 470× = 590Hмм²£ 619,2Hмм²

Допускаемая недогрузка передачи (_н£ [__не более 10% и перегрузка

(_н/ [__ до 5% . = 4,72%.

б) Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни

и колеса

по формулам:

_F₂= Y

×Y

_F₁=_F₂× £ [_F₁; где :

1) значение b =22мм ; m=2мм;_F= 0,85 ; F_t=1440Н. К_F =1 .

2) К_Fa= 1 − коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс.

3) К_F=1,08 − коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично коэффициенту − K_H

4) Y_F₁и Y_F₂ − коэффициенты формы зуба и колеса. Определяются по табл. 4.7

интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z_ и колеса Z_:

Z_= = =25,2 Y_F₁ =3,67;

Z_= = = 246,01 Y

= 3,63;

5) Y_= 1 − коэффициент, учитывающий наклон зуба.

6) []_F₁и []_F₂ − допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

[]_F2 =3,63 × 1 × ×1 ×1 × 1,08 = 150,9 Нмм²

[]_F₁ = 150,9 × = 152,6 £[]_F₁; _F₁=152,6 Нмм²£[]_F₁=416 Нмм²

_F₂ = 150,9Hмм²£[]_F₂ =455б8Hмм² .

При проверочном расчёте _Fзначительно меньше [_F, что это допустимо ,так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью. Проверочный расчёт дал положительный результат.

Полученные результаты параметров конической зубчатой передачи сводим в таблицу №3:

Табл. 3

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние R_e	78,69	Внешний делительный диаметр:шестерни d_e₁колеса d_e₂	48150
Внешний окружной модуль m_e	2	Внешний делительный диаметр:шестерни d_e₁колеса d_e₂	48150
Ширина зубчатого венца b	22	Внешний диаметр окружности вершин:шестерни d_be₁колеса d_be₂	51,81151,22
Число зубьев:шестерни z₁колеса z₂	2475		51,81151,22
Вид зубьев	прямой	Внешний диаметр окружности впадин:шестерни d_fe₁колеса d_fe₂	43,43148,54
Угол разделительного конуса, град:шестерни ₁колеса ₂	17,7447^o72,2553^o	Средний делительный диаметр:шестерни d₁колеса d₂	41,14128,55

Предварительное определение геометрических параметров валов и их расчет на прочность.

1. Выбор материала.

В проектируемых редукторах рекомендуется применять [1] термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала. Выбираем по таблице 3.2 [1] сталь 40Х улучшенная со следующими механическими характеристиками:

Материал	В	Т	–1
Сталь 40X	Н/мм2
Сталь 40X	790	640	375

Проектный расчет валов выполняем по напряжениям кручения (как при чистом кручении) т.е. при этом не учитываем напряжения изгиба, концентраций напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений).

Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяем заниженными: []_к =10…20 Н/мм². При этом меньшие значения []_к– для быстроходных валов, большие []_к – для тихоходных.

2.Определение сил действующих в зацеплении.

Окружные силы на шестерне и колесе:

F_t₁ = F_t₂ = = =1440 H

Радиальная сила на шестерне:

F_r₁= F_t₁_r,

где _r– коэффициент радиальной силы

_r= 0,44cos_– 0,7sin_ =0,44cos17,7447 – 0,7sin17,7447=0,206

F_r₁ = F_t₁_r =1440 × 0,206 =296,2Н

Осевая сила на шестерне:

F_a₁= F_t₁_a,

где _a– коэффициент осевой силы

_a= 0,44sin_+ 0,7cos_ =0,44 sin17,7447 + 0,7cos17,7447=0,801

F_a₁ = F_t₁_r =1440 × 0,801=1153H

Радиальная сила на колесе:

F_r₂ = F_a₁ = 1153H

Осевая сила на колесе:

F_a₂ = F_r₁ = 296,2Н

3.Определение размеров ступеней быстроходного вала, мм.

Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d₁выходного конца быстроходного вала, соединенного с двигателем через муфту, определяется по формуле:

a)d₁= = = 24,5

d₁ выбираем равным 30мм.

б)d₂ = d₁ + 2t =30 + 2×2,2 = 34,4мм, где t − высота буртика

d₅определяем в зависимости от d₂по табл. 10.11[1] для регулирующей гайки с мелкой метрической резьбой d₅= 36мм.(М36 × 1,5).

в)для быстроходного вала конического редуктора на 4-й ступени устанавливаются два подшипника и диаметр d4 равен диаметру d внутреннего кольца подшипника:

d₄ = d₅ + (2…4) = 36 +4 = 40мм

г) d₃ = d₄ + 3,2r = 40+3,2×2 =46,4мм,

где r − координата фаски внутреннего кольца подшипника.

д)под полумуфту длина выходного конца быстроходного вала:

l₁ = (1,0…1,5)d₁ = 1×30 = 30мм

е)l₂ = 0,6 ×d₄ = 0,6×40 =24мм

ж)l₃ =23,56мм , l₄ = 53,64ммопределено графически.

з)l₅ = 0,4 × d₄ = 0,4 × 40 = 16мм

4.Определение размеров ступеней тихоходного вала, мм.

Согласно таблицы №7.1 [1], диаметр d₂выходного конца тихоходного вала, соединенного цепной передачей с исполнительным механизмом, определяется по формуле:

d_t₁= = = 28,5

d₁выбираем равным 30мм.

d₂ = d₄= 40мм,d₃ = 48мм,d₅ = 43мм,L₁ = 30мм,

L₂ = 37,5мм,L₃ – определено графически,L₄ = 36мм,L₅ = 16мм.

5.Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно с валом. Коническое зубчатое колесо кованное. Его размеры:

диаметр ступицы d_ст ≈(1,55…1,6)d≈ 48×1,55 = 76мм

длина ступицы L_ст ≈ (1,1…1,5)d₃ =54мм

толщина обода δ_o ≈ (3¸4)×m =8мм

толщина диска С =(0,1¸0,17)R_e = 14 мм

6.Первый этап компоновки редуктора.

Разработка чертежа общего вида редуктора.

а)Изисходныхданных R_e, d_e1, d_e2, δ₁, δ₂, m_e, h_ae = m_e, h_fe = 1,2m_e. Строим коническую пару зубчатой передачи.

б)Прочерчиваем контур внутренней поверхности стенок корпуса редуктора с зазором x от вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания;

x = + 3 мм (x должен быть > 8 мм)

x = 9 мм

Расстояние y между дном и шестерней принимаем y/ 4x будет 36 мм.

в)Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и L, полученным в проектном расчете валов.

г)При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к середине контактных площадок. Для однородных конических подшипников по формуле

a₁ = 0,5 ×(T + l)

a₁ = 0,5 ×(20 + ×0,38) = 17,6 мм

a₂» 2,5 × a₁ = 2,5 ×17,6 = 44 мм

д)Вал тихоходный вычерчивается впоследствии от 5-й к 1-й ступени, при этом длины 5-й и 3-й ступени (L₅, L₃) вала получают конструктивно. Третью ступень вала d₃c насиженным колесом следует расположить противоположно от выходного конца вала d, что обеспечить более равномерное распределение сил между подшипниками.

е)Выбираем способ смазывания. Зацепление зубчатой пары – окунание зубчатого колеса в масло. Для подшипников в пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален и это затруднит попадание масляных брызг.

7.Выбор подшипников

По таблице К-29 [1] для конической передачи при n<1500 об/мин применяется подшипник роликовый конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по величине диаметра внутреннего кольца, равного диаметру d =40мм.

Это подшипник легкой широкой серии 7208 (ГОСТ 27365 – 87).

d =40мм;D = 80мм;T = 20мм;угол контакта Ð 14^o;C_r = 42,4 кН.

8.Определение реакций опор быстроходного вала.