Расчет привода конвейера (окружное усилие на барабане - 13 кН, окружная скорость - 0,6 м/с), страница 3

где  Т – передаваемый шкивом вращающий момент, Н∙мм,

[σ_и] – допускаемое напряжение на изгиб для чугуна принимается [σ_и] = 30МПа

z – число спиц

h =  39,4 мм   по Ra40 принимаю h = 40 мм

Меньшая ось у ступицы а = 0,4 ∙ h = 0,4 ∙ 40 = 16 по Ra40 принимаю а = 16 мм

Большая и меньшая оси эллиптического сечения спицы у обода шкива определяются по выражениям;

h₁ = 0,8 ∙ h = 0,8 ∙ 40 = 32 мм  по Ra40 принимаю h₁ = 32 мм а₁ = 0,8 ∙ а = 0,8 ∙ 16 = 12,8 мм  по Ra40 принимаю а₁ = 14 мм

3.31 Внутренний диаметр ступицы

Для ведущего шкива внутренний диаметр ступицы равен диаметру вала электродвигателя

d_в1 = 48 мм

Для ведомого шкива определяется по формуле

d_в2 =   

где  Т_кр - крутящий момент Т_кр = 580,4 Н∙м

[τ_кр] – допускаемое напряжение на кручение принимают [τ_кр] = 15…20 МПа

d_в2 = = 57,8 мм   по Ra40 принимаю d_в2 = 60 мм

3.32 Наружный диаметр ступицы

d_ст = 1,6 ∙ d_в + 10мм,  - для чугунных шкивов

d_ст1 = 1,6 ∙ 48 +10 = 86,8 мм

d_ст2 = 1,6 ∙ 60 +10 = 106 мм    по Ra40 принимаюd_ст2 = 110 мм

3.33 Длина ступицы

l_ст1 = (1,5…1,8) ∙ d_в1           l_ст1 = 1,5 ∙ 48 = 72 мм

l_ст2 = (1,5…1,8) ∙ d_в2           l_ст2 = 1,5 ∙ 60 = 90 мм по Ra40 принимаю l_ст2 = 90 мм l_ст1 = 75 мм

3.34 Размеры шпоночного паза определяются по таблице 1.8 [3] в зависимости от диаметра вала, мм (ГОСТ 8788-68, СТ СЭВ 189-75)

	Сечение шпонки		Глубина паза
	b	h	вала t1	вала t2
У меньшего шкива	6	6	3,5	2,8
У большего шкива	28	16	10,0	6,4

4. Расчёт закрытых конических передач на прочность

4.1 Выбор материала зубьев таблица 1.2  [3]

Шестерня  Ст45, термообработка – улучшение, твёрдость 250 НВ, σ_в = 780 МПа, σ_т = 540 МПа, σ_-1 = 355 МПа, колесо Ст45. твёрдость – 200 НВ

4.2 Определение допускаемых напряжений

Контактное напряжение для  шестерни

 

для  колеса

  

где σ_Hlimb1 – предел выносливости зубьев при контактном напряжении, МПа для шестерни

σ_Hlimb1 = 2 НВ₁ + 70 = 2 ∙ 250 + 70 = 570 МПа для колеса

σ_Hlimb2 = 2 НВ₂ + 70 = 2 ∙ 200 +70 = 470 МПа

S_Н – коэффициент запаса прочности, S_Н = 1,1

К_НL – коэффициент долговечности, К_НL = 1,5

 = 750 МПа

 = 641 МПа

Принимаю меньшее из допускаемых напряжений  МПа

Допускаемое напряжение на усталостную изгибную прочность для шестерни

для колеса

где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа для шестерни

= 1,75 ∙ НВ₁ = 1,75 ∙ 250 = 437,5 МПа для колеса

= 1,75 ∙ НВ₂ = 1,75 ∙ 200 = 350 МПа

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,5

K_FC – коэффициент реверсивности, К_FC = 1,0

К_FL – коэффициент долговечности, К_FL = 2,0

= 583 МПа

= 467 МПа

4.3 Углы делительных конусов для шестерни

=11º31′

для колеса

 = 78º29′

4.4 Внешний делительный диаметр колеса, мм

где      Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н∙мм

К_Нβ  - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, К_Нβ  = 1,0

ν_Н – коэффициент, учитывающий вид конических зубчатых колёс ν_Н = 0,85

U – передаточное число редуктора, U = 5

[σ_Н]₂ – допускаемое напряжение для зубьев колеса [σ_Н]₂ = 641 МПа

d_e2 = 165 = 562,8 мм

Принимаю стандартное значение внешнего делительного диаметра колеса d_e2 и ширины зубчатого венца в таблице 1.8 [3]. Принимаю d_e2 = 560 мм,  b = 80 мм

4.5 Внешнее конусное расстояние

R_e = = 286 мм

4.6 Среднее конусное расстояние

R = R_e – 0,5 ∙ b = 286 – 0,5 ∙ 80 = 246 мм

4.7 Внешний окружной модуль

m_e = =3,37 мм где z₂ – число зубьев колеса  z₁ = 34;  z₂ = 166

4.8 Средний модуль

m_m = m_e - = 2,91 мм

4.9 Делительный диаметр шестерни средний

d_m1 = m_m ∙ z₁ = 2,91 ∙ 34 = 98,9 мм внешний

d_e1 = m_e ∙ z₁ = 3,37 ∙ 34 = 114,6 мм

4.10 Внешний диаметр окружности вершин зубьев шестерни