Редуктор для привода ленточного транспортера (стр. 2 из 5)

ширина колеса

ширина шестерни

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

окружная скорость колес и степень точности передачи

при такой скорости следует принять 8 степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяют коэффициент нагрузки:

где: К_Hb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при симметричным расположении колес и твердости HB≤350 [1, табл.3.8] К_Hb = 1,06;

К_Ha - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, [1, табл.3.4] К_Ha = 1,07;

К_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, для шевронных и косозубых колес при v £ 5 м/с, [1, табл.3.6] К_Hv = 1,0;

Проверяем контактные напряжения по формуле

(3.6 [1,ст26])

Условие прочности зубьев при проверке на контактную выносливость выполняется.

Определим силы, действующие в зацеплении:

Окружная для шестерни и колеса:

Радиальная для шестерни и колеса:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [1,3.31]

Формула для проверочного расчета зубьев цилиндрической прямозубой передачи на изгиб имеет вид (формула 3.31 [1, c.43]):

( 3.25 [1, c.38])

где: P-окружная сила действующая в зацеплении

K_F – коэффициент нагрузки.

Υ_F – расчетное напряжение зубьев при изгибе.

Y_β – коэффициент введен для компенсации погрешности.

K_Fа – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

b – ширина венца зуба колеса, b = 52 мм.

m_n - окружной модуль зуба, m_n = 3,57;

К_F = K_Fβ ^. K_Fv

где: K_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба.

По таблице 3.7 [1, c.43], ГОСТ 21354-75 принимаем для консольно-расположенных относительно опор зубчатых колес, твердости поверхности колес НВ ≤ 350, значению

значение K_Fβ = 1,38;

K_Fv – коэффициент динамичности, учитывающий динамическое воздействие нагрузки. По таблице 3.8 [1, c.43], для косозубых передач и передач с круговыми зубьями, принимая во внимание то, что для конических передач следует выбирать коэффициенты на 1 степень точности больше (8-й степенью точности изготовления колес), твердости поверхности колес НВ ≤ 350 и окружной скорости

принимаем значение K_Fv = 1,3.

К_F = 1,16 ^. 1,2 = 1,392

Y_F – коэффициент, прочности зуба по местным напряжениям в зависимости от z_n. Выбираем по ГОСТ 21354-75 значения Y_F из стандартного ряда для шестерни и колеса [1, c.35].

Для шестерни:

Для колеса:

При этом Y_F1 = 3,84, Y_F2 = 3,60 [1, c.42].

[σ]_F – предельно допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. По формуле

(3.24 [1, c.36])

где: σ⁰_Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. По таблице (3.9[1, c.37]) для стали 45 с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение σ⁰_Flimb = 1,8 НВ.

для шестерни: σ⁰_Flimb1 = 1,8 ^. 230 = 415 H/мм²;

для колеса: σ⁰_Flimb2 = 1,8 ^. 200 = 360 H/мм²;

[n_F] – коэффициент запаса прочности.

[n_F] = [n_F]' ^. [n_F]''

где: [n_F]' – коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес, по таблице (3.9 [1,c.37]) для стали 40Х с термообработкой улучшением и твердостью поверхности колес НВ ≤ 350 принимаем значение [n_F]' = 1,75;

[n_F]'' – коэффициент способа получения заготовок зубчатого колеса [1, c.44], для поковок и штамповок [n_F]'' = 1. [n_F] = 1,75 ^. 1 = 1,75.

Найдем предельно допускаемые напряжения [σ_F] и отношения [σ_F]/Y_F при расчете зубьев на выносливость: для шестерни:

для колеса:

Меньшее значение отношения [σ_F]/Y_F получено для колеса, следовательно проверочный расчет проводим для зубьев колеса. Определим коэффициент Y_b и K_F

Условие прочности зубьев при изгибе выполнено.

2.3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Расчет валов выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

Ведущего: M_К1 = M₁ = 52.3 ^. 10³ Н^.мм

Ведомого: M_К2 = M₃ = 201.8 ^. 10³ Н^.мм

Ведущий вал.

Определим диаметр выходного конца вала по формуле:

(6.16[1, c.94])

где: [t_к] – допускаемое напряжение на кручение. Для материала валов - сталь 40Х нормализованная и учитывая влияние изгиба от натяжения ремня, принимаем пониженное значение [t_к] = 20 МПа.

М₁=52.3Н/мм².–вращающий момент на ведущем валу (валу шестерни), М₁ =52.3 Н/мм².

Принимаем d_в1 = 30 мм, согласно стандартного ряда по ГОСТ 6636-69 [1, c.95].

Примем диаметр вала под подшипниками d_п1 = 35 мм.

Ведомый вал.

Определим диаметр выходного конца ведомого вала.

Принимаем [t_к] = 25 МПа.

Вращающий момент на ведомом валу (валу колеса) М₂ = 135,286 кН/мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала

Выбираем больший диаметр вала из стандартного ряда значений по ГОСТ 6636-69 [1, c.95]., d_в2 = 38 мм.

Примем диаметр вала под подшипниками d_п2 = 45 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 50 мм. Диаметры остальных участков валов назначаются, исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

Таблица 3.

Условное обозначение подшипника	dп	Dп	Вп	C	C0
	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
207	35	72	17	19,7	13,6
209	45	85	19	25,5	17,8

2.4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ, КРЫШКИ И КОРПУСА РЕДУКТОРА

Способ получения заготовок зубчатых колес: ковка, объемная штамповка [1, c.230]. Материал – сталь 45 с термообработкой улучшением. Размеры зубчатых колес определяем по формулам, приведенным в таблице 8.1 [1, c.148]:

Сравнительно небольшие размеры шестерни позволяют выполнить шестерню заодно с валом.

Шестерня.

Число зубьев шестерни z₁ = 19.

Длина зуба b = 34 мм.

делительный диаметр шестерни d_е1 = 43.33 мм.

Средний делительный диаметр шестерни d₁ = 61,11 мм.

Внешний диаметр шестерни d_ae1 = 47.33 мм.

Колесо.

Коническое зубчатое колесо кованое.

Число зубьев z₂ = 95

Посадочный диаметр вала под колесом d_к2 = 45 мм.

Внешний делительный диаметр колеса d_e2 = 220.67 мм.

Средний делительный диаметр колеса d₂ = 216,67 мм.

Диаметр ступицы d_ст » 1,6 d_K2 = 1,6 ^. 50 = 80 мм.

Длина ступицы: l_ст = (1,2¸1,5) ^. d_K2 = (1,2¸1,5) ^. 50 = 60¸90 мм. Окончательно принимаем l_ст = 60 мм.

Толщина обода d₀ = (2.5¸4) × m_n = (2.5¸4) ^. 2 = 5¸8 мм. Принимаем окончательно d₀ =6 мм.

Толщина диска С₂ = 0,3 × b₂ = 0.3 × 52 = 15,6 мм. Окончательно принимаем значение С₂ = 16 мм.

Корпусные размеры.

Материал корпуса и крышки редуктора - СЧ-15. Способ изготовления корпусных деталей – точное литье [1, c.238]. Определим конструктивные размеры корпусных и крепежных деталей редуктора по формулам, приведенным в таблицах 8.3 [1, c.157]:

Толщина стенок корпуса редуктора δ = 0,025×a +1 = 0,025 ^. 130+ 1 = 4,25 мм.

Принимаем δ = 8 мм.

Толщина крышки редуктора δ₁ = 0,02×a +1 = 0,02 ^. 130 + 1 = 3,6 мм.

Для обеспечения жесткости и прочности конструкции принимаем окончательное значение δ₁ = 8 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса b = 1,5δ =1.5×8= 12 мм.