Расчет привода к роликовому конвейеру

для шестерни:

             МПа; (4.13)

             МПа.

    Допускаемое  контактное напряжение  и   напряжение   изгиба   с   учетом времени работы передачи

для колеса              МПа; (4.14)

           МПа;        (4.15)

для шестерни          МПа; (4.16)

       МПа. (4.17)

     Среднее допускаемое контактное напряжение

       МПа. (4.18)

Проверка    МПа. (4.19)

Диаметр внешней делительной окружности колеса

             (4.20)

     

      м       (4.21)

     4.5 Определяем модуль передачи:

       м. (4.22)

Принимаем т=3 мм [ст.13 (1)].

Углы делительных  конусов

               (4.23)

     

                          (4.24)

     

Конусное расстояние

      мм          (4.25)

     

      мм   (4.26)

Число зубьев

                                          (4.27)

      

                               (4.28)

Делительный диаметр  колеса

                                 мм    (4.29) 

       мм          (4.30)

      

Коэффициент смещения (стр. 22, табл. 2,8 [1])

     

Внешние диаметры колес

             мм (4.30)

             мм        (4.31)

     4.6 Определяем силы, действующие в  зацеплении колеса

Окружная сила

         (4.32) 

Радиальная сила

                             Н.     (4.33)

Осевая сила

       Н. (4.34)

Силы в зацеплении шестерни

1726 Н

779 Н

Определяем  расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

       , (4.35)

    где   = 1.

            K_Fβ =1,42 — коэффициент,     который     учитывает     неравномерное распределения нагрузки по ширине (стр. 16, табл.2.5 [1]) ;

K_FV = 1,2 – коэффициент динамичности нагрузки при расчете на изгиб;

  Y_β=1-β/140=0,94 —  поправочный коэффициент;

    Y_F2 =3,61 — коэффициент формы зуба (стр. 16, табл.2.6 [1]).

     

    

МПа. 

                  163≤0,8·239,55=234,84МПа.

    Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

    

,

              Y_F3= 3,85  (стр.16, табл.2.6 [1]).

Па.

МПа.

 4.12 Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.

       МПа,  (4.36)  

где К_Нα =1.1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями колеса;

      К_Нβ =1 — коэффициент,     который     учитывает     неравномерное распределения нагрузки по ширине (стр.12, табл.2.3 [1]);

        K_НV  = 1,1 - коэффициент динамичности нагрузки.

551≤580 МПа. 

 
5 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

5.1 Расчетные  диаметры

 

      Быстроходный  вал

Рисунок 5.1 - Эскиз быстроходного вала

Определяем диаметр  хвостовика

       мм. (5.1)                                                                                

   Определяем  длину хвостовика

      l_хв = 1,2d =1,2·16=19,2 мм.                    (5.2)

       Принимаем l_хв= 20 мм.  

  Тихоходный  вал

Рисунок 5.2 - Эскиз тихоходного вала

 

Определяем диаметр 

       мм. (5.3)

принимаем d= 40мм.                                                                                    

  Диаметры  подшипниковых участков вала

Тихоходный вал

  Определяем  диаметр вала под подшипник

      d_n = d + 2t, (5.4)

где t=2 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

d_n =  40+2·1,8=43,6 мм.

Принимаем d_п= 45мм.

  Длина вала под подшипник равна

                                 L_п = 1,5d_п=1,5·45=67,5 мм.  (5.5) 

   Принимаем L_п=70 мм.

         Определяем  диаметр бурта под подшипник

      D_бn = d_п +3,2r, (5.6)

      где г=2 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

D_бn =45+3,2·2=51,4мм

   Принимаем D_бn = 55 мм.

Быстроходный  вал.

Определяем  диаметр вала под подшипник

      d_n = d_в + 2t, (5.7)

где t=2 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

d_n =  16+2·2=20 мм.

Принимаем d_п= 20мм.

         Определяем  диаметр бурта под подшипник

      D_бn = d_п +3,2r, (5.8)

         где r=1,6 мм (стр.37, табл.3.1 [1]).

D_бn =20+3,2·1,6=25,12мм

   Принимаем D_бn = 25 мм. 
 

6 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛОВ РЕДУКТОРА

 

6.1 Расчет реакций быстроходного вала

Рисунок 6.1 – Силы действующие на быстроходный вал

Реакции параллельные оси OY.

                        23,4 Нм

Рисунок 6.2 – Схема к расчету реакций быстроходного вала параллельных оси OY

Реакции параллельные оси ОХ

                      51,6 Нм                                             62,6 Нм     

Рисунок 6.3 – Схема к расчету реакций быстроходного вала параллельных оси  ОХ

.

Суммарные опорные  реакции

;

.

6.2 Расчет реакций тихоходного вала

Рисунок 6.4 – Силы действующие на тихоходный вал

Реакции параллельные оси OY.

Рисунок 6.5 –  Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных оси OY

Реакции параллельные оси ОХ

Рисунок 6.6 –  Схема к расчету реакций тихоходного вала параллельных оси  ОХ

Суммарные опорные  реакции

Н.

     Выбор подшипников для тихоходного вала

     Исходные  данные:

• требуемая долговечность подшипника - Lh=43800часов;
• диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник - d=45мм;
• частота вращения вала – п₃=131 об/мин;

• нагрузки, действующие на опоры: R₂=9260Н; R_a=172,6Н;
• характер нагружения - умеренные толчки (К_а ⁼ 1,25).

подшипник №7309, d=45мм, D=100мм, B=23мм, r=2,5мм, С_r=76кН, С_оr=59кН

По таблице 6.1 α=0, iR_a /C_or =0,02 , тогда X= 1, Y=2         

     Определяем эквивалентную нагрузку

                               , (6.1) где К_Т =1,05 – температурный коэффициент (таб.6.4,стр.85 [1]).

      V=1.

Н.

     Определяем  требуемую динамическую грузоподъемность

       кН. (6.2) 

     Определяем  долговечность подшипника:

       ч. (6.3)

Долговечности подшипника обеспечено.

     Выбор подшипников для быстроходного вала.

     Исходные  данные:

• требуемая долговечность подшипника - Lh=43800часов;
• диаметр цапфы, на которую устанавливается подшипник - d=20мм;
• частота вращения вала – п₂=722 об/мин;
• нагрузки, действующие на опоры:  R₂=9260Н; R_a=779Н;
• характер нагружения - умеренные толчки (К_а ⁼ 1,25).

подшипник №7304, d=20мм, D=52мм, B=16,5мм, r=2мм, С_r=25кН, С_оr=17,7кН

По таблице 6.1 α=0, iR_a /C_or =0,07 , тогда X= 1, Y=2        

     Определяем  эквивалентную нагрузку

       , (6.4)

где К_Т =1,05 – температурный коэффициент (таб.6.4,стр.85 [1]).

      V=1.

Н.

      Определяем  требуемую динамическую грузоподъемность