Проектирование привода к ленточному конвейеру, страница 2

Контактное напряжение

T₂=T=455 Нм.

                          б) Изгибная прочность закрытой передачи.

Напряжения в зубе колеса

Число зубьев эквивалентное:

по нему находим коэффициент формы зуба:

Силы в зацеплении

Окружная на колесе , равная осевой на червяке  Т₂=Т_Т

Крутящий момент на червяке:

Нм = Т_П:

Окружная на червяке , равная осевой на колесе

Радиальная

Н

Напряжения

МПа< МПа.

5.  Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Выбор твердостей. Для стали 45, термообработка улучшение: HB₁=300; BH₂=270 - твердости шестерни 1 и колеса 2.

5.1.  Проектировочный расчет

                       а) Определение допускаемых напряжений

Контактная выносливость

Число циклов напряжений:

N_E=60nt, t=5256.

;

Учет графика нагрузки :

Эквивалентное число циклов:

:

;

Базовое число циклов:

;

Коэффициенты долговечности:

;

;

.

Допускаемые напряжения при коэффициенте безопасности S_H=1,1: для шестерни:

для пары -меньшее: МПа.

Изгибная выносливость.

Так как базовое число циклов  то коэффициент долговечности

Допускаемые напряжения для односторонней работы зубьев при коэффициенте безопасности S_F=1,7:

 МПа;

 МПа.

                          б) Расчет межосевого расстояния.

Из расчета на контактную выносливость при

где K_U – коэффициент расчетной нагрузки, K_H=1,25; U=1,67; T₂=T_П=22,6 Нм

 – коэффициент ширины в долях межосевого расстояния, задаем =0,25, учитывая консольное расположение колеса

мм.

Принимаем стандартное межосевое расстояние с учетом компоновочных условий  a_W=63 мм.

Ширина зуба колеса:

 мм.

b₁=15 мм.

Задаем модуль:

 мм.

Наименьший угол наклона:

Уменьшим модуль до m=1, увеличим b₂=15 мм; b₁=20мм.

Суммарное число зубьев:

;

Окончательный угол наклона

Число зубьев:

шестерни

колеса Z₂=121-45=76; U=76/45=1,688; AU=1,3%.

                          в) Геометрические расчеты делительных диаметров:

мм;

мм.

Вершины:

d_a=d+2m; d_a1=98,86; d_a2=81,14.

Впадины:

d_f=d-2,5m; d_f1=44,36 мм; d_f2=76,64 мм.

5.2Проверочные расчеты                                                              

                             а) контактная выносливость.

Коэффициент расчетной нагрузки:

Коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине венца:

 консольное колесо .

Окружная скорость

 8-я степень точности;

K_V -коэффициент учета динамических нагрузок, K_HV=1;  при V до 5м/с и 8-ой степени - коэффициент неравномерного распределения нагрузки среди пар зубьев.

Контактные напряжения U=76/45=1,69

 МПа

                         б) Изгибная выносливость.

Эквивалентное число зубьев

 и коэффициент формы зуба

 Y_F1=3,65; Y_F2=3,61.

Коэффициент влияния угла наклона:

.

Коэффициент расчетной нагрузки:

.

Аналогично K_H находим:

.

Напряжения в зубьях колеса:

,

где силы в зацеплении: окружная

Н;

радиальная:

Н;

осевая:

Н;

для шестерни:

МПа.

6.  Проектировочный расчет валов.

По формуле кручения круглого стержня:

 МПа.

Быстроходный вал. Крутящий момент:

Нм.

Диаметр концевой части:

мм.

У двигателя d₁=24 мм; принимаем у редуктора 20 мм.

под подшипником d=25 мм;

Промежуточный вал:

под подшипником

мм;

диаметр впадин червяка d_fl=44,8 мм — принимаем под подшипником d=45 мм; под колесом d=30 мм.

Тихоходный вал:

под подшипником концевая d₁=45 мм; под колесом d=55 мм.

мм;

7.  Выбор подшипников качения.

Вал В и Т — ставим на радиальных шарикоподшипникам легкой серии; вал П — на радиально-упорных конических ролико-подшипниках ввиду значительной осевой силы. Результаты в таблице:

                                                                                                           Таблица 7.1.

Показатель		Вал
		Б	П	Т
Номер		205	7209	210
d		25	45	50
Д		52	85	90
Т		–	21	–
В		15	19	20
С		–	16	–
Грузоподъемность:	Динамическая С	14000	50000	35100
	Статическая С0	6950	33000	19800
Параметр осевого нагружения е		–	0,41	–
Коэф-фициент нагрузок	радиальной Х	–	0,4	–
	осевой Y	–	1,45	–

8.  Расчет основных элементов корпуса редуктора

Толщина стенки:

мм.

Фундаментные болты (на лапах)

М16

Крепление крышки -М12.

Ширина фланца крышки- 25 мм.

Толщина Н и ширина лапы К:

мм;

К=3d=48 мм.

Бобышки под подшипники:

Д_б=1,25D+10:

Тихоходный вал:

мм.

Промежуточный вал:

мм.

Быстроходный вал:

мм.

9.  Выбор и расчет шпоночных соединений.

Шпонки выбираем по диаметру вала (и размеры паза t₁t₂)

Быстроходный вал:

d=20 мм: .

Длину шпонки назначаем:

мм.

Расчетная длина шпонки:

l_p=l-b=25-6=19 мм

Ее проверяем на смятие

 МПа

Промежуточный вал:

 колесо ступени Б:

Назначаем:

l=d=30; l_p=30-8=22:

Тихоходный вал:

концевая часть: d=45 мм. мм - с плоскими торцами.

МПа.

Под колесом шпонка такая же.

10.  Расчет долговечности подшипников качения.

10.1.  Схема сил, действующих на валы редуктора.

Ось Х — вдоль оси вала.Y Z.

Рассматриваем силы, действующие в двух плоскостях: YOX и ZOX.

10.2.  Расчет на долговечность подшипников быстроходного вала.

                 а) Определение реакции в опорах вала

Плоскость YOX

Плоскость ZOX.

Схема сил симметрична относительно опор, следовательно:

 Н;

Равнодействующая реакция в опоре:

Н;

Н;

Н;

F_B=0 – плавающая.

Далее рассчитываем опору А как наиболее нагруженную.

                  б) Расчет приведенной нагрузки (опора А)

K_t – температурный коэффициент, K_t=1 при  в подшипнике.

К_Б=1,3 — коэффициент безопасности (с графика нагрузки); V=1 - коэффициент вращения при подвижном внутреннем кольце.

Найдем коэффициент радиальной Х и осевой Yнагрузок:

1)   — коэффициент осевого нагружения; F_r=R_A

2)  .

H.

              в) Долговечность в часах, n=1430 об/мин.

 Н.

10.3.  Расчет долговечности подшипников тихоходного вала

               а) Расчет реакций в опорах вала

Плоскость YOX

 Н

Плоскость ZOX

Н; Н.

Равнодействующая:

                 б) Приведенная нагрузка (опора А)

1) 

2) 

Н

                 в) Расчетная долговечность, n=28,5 об/мин

 часов>t.

11.  Расчет валов на прочность

11.1.  Расчет изгибающих моментов.

Плоскость YOX: Момент под колесом 2 слева и справа:

Нм;

Нм.

Плоскость ZOX: Момент на опоре Б:

Нм

Под колесом 2

Нм

Опасное сечение – опора В: здесь максимальный момент

Нм;

и одинаковые концентраторы, и меньшие моменты сопротивления сечения (хотя под колесом сечение и ослаблено шпонкой).

Эпюры М и Т показаны на рисунке.

11.2.  Расчет на усталостную прочность.

Амплитуда и средние напряжения цикла:

 МПа – симметричный цикл

 МПа – отнулевой цикл

Механические характеристики: сталь 45, НВ 220 min:

Коэффициенты влияния различных факторов на предел выносливости детали:

шероховатость поверхности:

 при R_a=2,5 мкм

концентрация от посадки с натягом и масштабный фактор:

Коэффициенты запаса прочности:

S>[S]=2,5

12.  Выбор смазочных материалов.

Смазка картерная: зацепление погружением колеса; подшипники разбрызгиванием

Червячная:

Циллиндрическая:

Средняя:

По кинематической вязкости V₅₀ при t=50⁰C, выбираем индустриальное масло И-25А, V₅₀=24…27 мм²/с.

Литература.

1.  Гузенков П.Г. Курсовое проектирование по ДМ и ПТМ. М., 1990

2.  С.А. Чернявский. Курсовое проектирование ДМ. М., 1988

3.  Д.Н. Решетов. Детали машин. М., 1989