Проектирование привода ленточного питателя (стр. 2 из 5)

(2,15)

что менее [s_H] = 410 МПа. Условие прочности выполняется.

2.16. Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила:

F_t = 2 · Т₂ / d₂ (2.16)

F_t = 2 · 116,4 · 10³ / 166,7 = 1396,5 Н

Осевая сила:

F_а = F_t · tgb (2.17)

F_а = 1396,5 · tg16⁰ 15’ = 407,3 Н

Радиальная сила:

F_r = F_t · tga / cosb (2.18)

F_r = 1396,5 · tg 20⁰ / 0,96 = 529,5 Н

2.17. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(2.19)

K_F_b = 1,1 таб. 3.7 [1, стр. 43] при твердости НВ < 350, y_bd = 1,65 и симметричном расположении колес

K_Fv = 1,26 таб. 3.8 [1, стр. 43] при скорости менее 3 м/с и 8-й степени точности

Тогда: K_F= K_F_b· K_Fv = 1,1 · 1,26 = 1,386

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_v:

для шестерни z_v₁ = z₁ / cos³b = 16 / 0,96³» 18

для колеса z_v₂ = z₂ / cos³b = 80 / 0,96³» 90

Коэффициенты Y_F₁= 4,2 и Y_F₂ = 3,60 см. [1, стр. 42]

Допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ≤350

1.8НВ.

Для шестерни

1,8 * 230 = 415 МПа;

для колеса

1,8 * 200 =360 МПа.

- коэффициент безопасности, где

= 1,75 ,

= 1. Следовательно,

= 1,75

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ_F₁] = 415 / 1,75 = 237 МПа

для колеса [σ_F₂] = 360 / 1,75 = 206 МПа

Находим отношения

для шестерни: 237 / 4,2 = 56,4 МПа

для колеса: 206 / 3,60 = 57,2 МПа

Определяем коэффициенты Y_b и K_F_a:

где n = 8 – степень точности;

e_a = 1,5 – средние значения коэффициента торцового перекрытия

Проверку на изгиб проводим для шестерни, т.к. она менее прочная

Условие прочности выполняется.

Таблица 3 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Параметр, обозначение	Величина
Межосевое расстояние a_w	100 мм
Нормальный модуль m_n	2 мм
Делительный диаметр шестерни d₁колеса d₂	33 мм167 мм
Число зубьевшестерни z₁колеса z₂	1680
Передаточное отношение u	5
Ширина зубчатого венцашестерни b₁колеса b₂	55 мм50 мм
Диаметр окружности вершиншестерни d_а1колеса d_а2	37 мм171 мм
Параметр, обозначение	Величина
Диаметр окружности впадиншестерни d_f₁колеса d_f₂	28 мм162 мм
Угол наклона зубьев b	16⁰15’

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

3.1. Определим диаметр выходного конца ведущего вала:

(3.1)

где [t_к] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение

Т₁ = Т₂ / u = 116,4 / 5 = 23,28 Н·м

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то у подобранного электродвигателя [1. табл. П2] диаметр вала 18 мм. Выбираем МУПВ по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_ДВ = 18 мм и d_В1 = 16 мм

Длина посадочного места под полумуфту:

l_М1 = (1,0…1,5) · d_В1 (3.2)

l_М1 = (1,0…1,5) · 16 = 16…24 мм

Принимаем значение l_М1 = 18 мм

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:

d_П1 = d_В1 + 2 · t (3.3)

где t = 2,0 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

d_П1 = 16 + 2 · 2,0 = 20 мм

Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] d_П1 = 20 мм

Посадочное место под первый подшипник:

l_П1= 1,5 · d_п1 (3.4)

l_П1 = 1,5 · 20 = 30 мм

Принимаем стандартное значение l_П1 = 30 мм

Диаметр вала под шестерню:

d_Ш1 = d_П1 + 3,2 · r (3.5)

где r = 1,6 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

d_Ш1 = 20 + 3,2 · 1,6 = 25,12 мм

Принимаем стандартное значение d_Ш1 = 25 мм

Посадочное место под шестерню не определяется, так как её рекомендуется изготавливать заодно с валом

Посадочное место под второй подшипник:

l_П2 = В или l_П2 = Т

где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа

3.2. Определим диаметр выходного конца ведомого вала:

(3.6)

где [t_к] = 25 МПа допускаемое напряжение на кручение

Так как ведомый вал редуктора соединён муфтой валом цепной передачи, то у редуктора диаметр вала 28 мм. Выбираем с расточками полумуфт под d_В2 = 28 мм и d_Ц = 25 мм

Длина посадочного места под полумуфту:

l_М2 = (1,0…1,5) · d_В2 (3.7)

l_М2 = (1,0…1,5) · 28 = 28…42 мм

Принимаем значение l_М2 = 26 мм

Диаметр вала под уплотнение крышки и подшипник:

d_П2 = d_В2 + 2 · t (3.8)

где t = 2,2 мм - таб. 7.1 [2, стр. 109]

d_П2 = 28 + 2 · 2,2 = 32,4 мм

Принимаем стандартное значение [1, стр. 161] d_П2 = 35 мм

Посадочное место под первый подшипник:

l_П2 = 1,5 · d_П2 (3.9)

l_П2 = 1,5 · 35 = 52,5 мм

Принимаем стандартное значение l_П2 = 50 мм

Диаметр вала под колесо:

d_К2 = d_П2+ 3,2 · r (3.10)

где r = 2,5 мм - таб. 7.1 [7, стр. 109]

d_К2 = 35 + 3,2 · 2,5 = 43,0 мм

Принимаем стандартное значение d_К2 = 42 мм

Посадочное место под второй подшипник:

l_П3 = В или l_П3 = Т

где В и Т – ширина подшипника в зависимости от типа

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3.3. Выбираем подшипники

Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 8338 – 75, размеры подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки: ведущий вал d_П1 = 20 мм и ведомый вал d_П2 = 35 мм.

По таб. П3 [1, стр. 392] имеем:

Таблица 4 – Подшипники (предварительный выбор)

Условное обозначение подшипника	d	D	B	R	Грузоподъемность, кН
Условное обозначение подшипника	Размеры, мм				С	С₀
204	20	47	14	1,5	12,7	6,2
207	35	72	17	2,0	25,5	13,7

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4.1. Шестерню выполняем заодно с валом, её размеры определены в пунктах 3.11 – 3.13:

d₁= 33,3 мм, d_а1= 37,3 мм, d_f₁ = 28,3 мм, b₁ = 55,0 мм, y_bd = 1,65

Таблица 5 – Конструктивные размеры шестерни

Модуль нормальный	m_n	2,0
Число зубьев	z	16
Угол наклона зуба	b	16⁰15’
Направление зуба	-	Левое
Исходный контур	-	ГОСТ13755 – 81
Коэффициент смещения исходного контура	х	0
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81	-	8 – В
Делительный диаметр	d	33

4.2. Колесо из поковки кованное, конструкция дисковая, размеры:

d₂ = 166,7 мм, d_а2= 170,7 мм, d_f₂= 161,7 мм, b₂ = 50 мм

Диаметр ступицы:

d_СТ = 1,6 · d_К2 (4.1)

d_СТ = 1,6 · 42 = 67,2 мм

Принимаем в соответствии с рядом R_a40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение d_СТ = 70 мм

Длина ступицы:

l_СТ = (1,2…1,5) · d_К2 (4.2)

l_СТ = (1,0…1,5) · 42 = 42…63 мм

Принимаем в соответствии с рядом R_a40 СТ СЭВ 514 – 77 стандартное значение l_СТ = 50 мм, равное ширине венца колеса

Толщина обода:

d₀ = (2,5…4) · m_n (4.3)

d₀ = (2,5…4) · 2 = 5…8 мм

принимаем d₀ = 8 мм

Толщина диска:

с = (0,2…0,3) · b₂ (4.4)

с = (0,2…0,3) · 50 = 10…15 мм

принимаем с = 15 мм

Диаметр отверстий в диске назначается конструктивно, но не менее 15…20 мм

Таблица 6 – Конструктивные размеры колеса

Модуль нормальный	m_n	2,0
Число зубьев	Z	80
Угол наклона зуба	b	16⁰15’
Направление зуба	-	Правое
Исходный контур	-	ГОСТ13755 - 81
Коэффициент смещения исходного контура	х	0
Степень точности по ГОСТ 1643 - 81	-	8 – В
Делительный диаметр	d	167

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого чугуна марки СЧ 15.

Толщина стенки корпуса:

d» 0,025 · а_w + 1…5 мм (5.1)

d = 0,025 · 100 + 1…5 мм = 3,5…7,5 мм

принимаем d = 6 мм

Толщина стенки крышки корпуса редуктора: