Расчет цепной передачи для привода ленточного транспортёра. Расчет редуктора, страница 2

                       

4.1.6.  Определяем нормальный модуль зацепления

m_n =(0,01…0,02)·а= 0,012·305,6824=3,6682

Округляем до ближайшего стандартного значения: m_n = 4.

a.  Определяем ширину зубчатых колёс для закрытых передач

4.1.7.  Определяем число зубьев шестерни

4.1.8.  Определяем число зубьев колеса

4.1.9.  Производим проверочный расчёт зубьев на изгиб

где      - учитывает дополнительные нагрузки;

           - коэффициент формы зуба;

 - допускаемое напряжение на изгиб;

где      - предел напряжения на изгиб;

          ;

Получаем

т.е. прочность обеспечивается.

4.1.10.  Определяем размеры зубчатых колёс

а)  Делительные диаметры

б)  Диаметры головок зубьев

в)  Диаметры ножек зубьев

г)  Межосевое расстояние

4.1.12.  Определяем усилия в зацеплении

а)  Окружное усилие

]

б)  Радиальное усилие

в)  Осевое усилие

4.2.  Расчёт ведомого вала

4.2.1.  Исходные данные

    

4.2.2.  Выбираем материал для изготовления вала

Выбираем сталь 45 с нормализацией,

4.2.3.  Проектируем форму вала и определяем длину его расчётных участков

4.2.4.  Строим расчётные схемы вала

4.2.5.  Рассчитываем эпюры изгибающих и крутящих моментов

           

]           

4.2.6.  Определяем диаметры участков вала

Определяем максимальный и минимальный диаметры вала, а диаметры промежуточных ступеней выбирать между этими расчётными значениями.

Определяем диаметр  (диаметр под зубчатое колесо) из условия прочности на кручение с изгибом:

;

где    

                   

           

Определяем диаметр  (выходной диаметр) из условия прочности на кручение

где          - полярный момент;

     - допустимое напряжение на кручение;

Округляем диаметры до стандартных значений: = 35 мм; =38 мм.

4.2.7.  Определяем запас прочности в опасном сечении вала

Опасным сечением является сечение С;

Общий запас прочности

;

где     - запас прочности по напряжениям изгиба;

          - запас прочности по напряжениям кручения;

          где      - предел выносливости материала вала на изгиб;

 - предел выносливости материала вала на      кручение;

,  - коэффициенты концентраций напряжений;

,  - масштабные коэффициенты;

 - напряжение изгиба в рассчитываемом сечении;

 - напряжение кручения в рассчитываемом сечении

Полученная n<1,5, следовательно увеличиваем диаметр  до 42 мм;

При    

получаем . Следовательно прочность обеспечивается.

4.2.8.  Определяем радиальные усилия, действующие на подшипники

4.3.  Расчёт и выбор подшипников

По действию нагрузки и диаметру вала под подшипники выберем шарикоподшипники радиальные однорядные №1000908

Характеристика подшипника:

     

Проверяем выбранный подшипник по динамической грузоподъёмности и сравниваем её с допускаемой:

где     X=1, Y=0 – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V = 1 –коэффициент кольца;

          ,  - радиальное и осевое усилия;

           - температурный коэффициент;

           - коэффициент безопасности;

n = n₃ – число оборотов;

           - желаемая долговечность подшипника (часов);

  

4.4.  Расчёт шпоночных соединений

Определяем длину шпонки под зубчатое колесо

                  

где      - крутящий момент;

d = 42 мм – диаметр вала под колесом;

h = 10 – высота шпонки;

b = 8 – ширина шпонки;

 

Увеличиваем длину шпонки для зубчатого колеса до 55 мм.