Привод подвесного конвейера

u = z₂/z₁ =52/13 = 4,00;

Отклонение  фактического значения от номинального 0%

Фактический угол наклона зубьев:

Таблица 1- основные параметры тихоходной ступени редуктора

Наименование  параметра	Расчетная формула	Результаты
Делительный диаметр шестерни:	d1=mz1 Cos β	d1=3×13×Cos12,8=38,03
Делительный диаметр колеса:	d2=mz2 Cos β	d2=3×52×Cos12,8=152,12
Диаметр впадин шестерни:	da1=d1+2m	da1=38,03+(2×3)=44,03
Диаметр впадин колеса:	da2=d2+2m	da2=152,12+(2×3)=158,12
Диаметр вершин шестерни:	df1=d1-2.4m	df1=38,03-(2.4×3)=30,83
Диаметр вершин колеса:	df2=d2-2.4m	df2=152,12-(2.4×3)=144,92

3 Проектирование валов  закрытой зубчатой  передачи

    3.1 Предварительный  расчет и конструирование  валов

    В качестве материалов валов выберем  конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050-74   со следующими механическими характеристиками:

 s_в=520   МПа; s_т=280 МПа; τ_т=170 МПа; s_-1 =150 МПа; τ_-1 =150 МПа, y_τ=0. 

    3.2 Определение геометрических  параметров ступеней  вала

 Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

    1 ступень:

вал –шестерня:

d =(0,8…1,2) dдв=(0,8…1,2) 28=22,4…33,6=25мм;

l =(1,0…1,5) d =1,5 25=37,5=42мм;

вал колесо:

d = = ≈26мм;

l =(0,8…1,5) d =1,5 26≈40мм;

    2 ступень:

Вал –шестерня:

d =d +2t=25+2 2≈30мм; l ≈ 1,5 d ≈1,5 30≈45мм;    

Вал колесо:

d =d +2t=26+2 2=30мм; l ≈ 1,25 d ≈ 1,25 30≈55мм; 

    3 ступень:

Вал –шестерня: d = d +3,2 r=30+3,2 1,6=36мм; l -граф;

Вал колесо: d = d +3,2 r=30+3,2 1,6=36мм; l -граф;

    4 ступень:

Вал –шестерня: d = d =30 мм; l -граф;

Вал колесо: d =d =30: l -граф;

4 Проектировочный расчет открытой зубчатой передачи

    4.1 Выбор материалов

      По величине крутящего момента  на тихоходном валу редуктора  выбираем материалы шестерни (индекс I) и колеса (индекс 2) одинаковыми - сталь 40 с улучшением.

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяется отдельно для зубьев шестерни [σ]H1 и колеса  [σ]H2.

Коэффициенты  долговечности при расчете на контактную выносливость. 

Для шестерни:

;

где      N_HO – число циклов перемены напряжений – 10 10 циклов;

N=573 ω L_h – число циклов перемены напряжений за весь срок службы, 1/с; L_h – срок службы привода, ч; L_h = 8000 ч.

ω = ;

ω = = 1,126 1/с;

N = 573 1,126 8000 = 5,16 10 ;

N = N Uоп = 5,16 10 5,6 = 28,9 10 циклов;

;

Для колеса:

;

где      N_HO1=N_НО2=10 10⁶ – базовое число циклов;

    Допускаемые контактные напряжения для шестерни  [s]_Н1 и колеса [s]_Н2: [s]_Н01=[s]_Н02=  1,8 210+67=445 ;

[s]_Н1 = KL1 [s]_Н01 =445 1=445 ;

[s]_Н1 =[s]_Н ; [s]_Н2=445 1,11=494 ;

[s]_Н2  1.15 > [s]_Н   Условие выполняется, следовательно, расчеты правильны. 

    4.2 Определение основных параметров зубчатой передачи

    Определяется главный параметр – внешний делительный диаметр колеса d_e2 в мм;

;

где      U_оп= 5,6 – передаточное число;

            Т =1057 Н∙м – крутящий момент на ведомом колесе;

            [s]_Н=445 Мпа – допускаемое контактное напряжение;

             К_нβ =1,1– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

             υ – коэффициент вида конических колес, υ =1;

;

    Определение углов делительных конусов шестерни δ и колеса δ :

δ = arctg u; δ =90 - δ ;

δ =arctg 5,6 = 79,88; δ =90 – 79,88 = 10,12

    Определяем внешнее конусное расстояние R в мм:

;  .

    Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b в мм:

b=y R ;

где      y =0,285 – коэффициент ширины венца.

b=0,285 254=72

    Внешний окружной модуль:

m =

где   К = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине  венца;

υ =0,85 – коэффициент вида конического колеса;

m = .

В силовых  конических передачах принять m ≥ 8 мм.

    Определяем число зубьев колеса z и шестерни z :

z = ; ;  ; ;

Полученные  значения z и z округлим в ближайшую сторону до целого числа.

    Определяем передаточное число:

 u = ; ;

; .

    Действительные углы делительных конусов шестерни δ и колеса δ :

δ = arctg u ;  δ =90 - δ ;

δ =arctg 5,7=80,05;  δ =90 – 80,05=9,95;

    Определяем внешние диаметры шестерни и колеса в мм

Таблица 2 – основные параметры закрытой передачи

        

Диаметры	Расчетная формула	Результаты
Делительный: шестерни колеса	d  = m z d  = m z	d =8 11=88 d  =8 63=504
Вершин зубьев: шестерни колеса
Впадин  зубьев: шестерни колеса

Точность  вычислений делительных диаметров колес до 0,01 мм.

Точность  вычислений делительных диаметров колес до 0,01 мм.

Определить  средний делительный диаметр  шестерни d и d в мм:

d 0,857 d ; d 0,857 d

d 0,857 88≈ 75,42 ; d 0,857 504 ≈ 431,93. 

5 Выбор подшипников качения

    Подшипники  для всех валов редуктора выбираем по величине посадочного диаметра и предварительно назначаем: для быстроходного и тихоходного валов роликоподшипники конические серии 7206А по ГОСТ 27365-87. 

    По  величине посадочных диаметров выбираем размеры призматических шпонок. Т.к. шпонки берем стандартные по ГОСТ 23360-78 и согласно рекомендациям, то расчет их не производим.

    5.1 Выбор муфт

    Для соединения быстроходного вала редуктора  с двигателем  используем упругую муфту со звёздочкой 63-25-2-У3 по ГОСТ 14084-76 типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т<[T], где Т - крутящий момент на валу; [Т] - допускаемое значение передаваемого муфтой крутящего момента. В нашем случае, при d_M  = 28 мм и Т = T_б = 54,4 Н·м выбираем  муфту ([T] = 63 Н·м). В ступице полумуфты, устанавливаемой на быстроходный вал редуктора, диаметр посадочного отверстия назначаем d = 25 мм. Поскольку в данном случае используется стандартная муфта, проверку не производим. Следовательно, прочность муфты обеспечена. 

    6 Определение размеров основных элементов корпуса

    редуктора и сварной рамы привода

    6.1 Корпус редуктора

    Корпус  редуктора выполнен литым из серого чугуна марки СЧ18, ГОСТ 1412-79. Размеры  основных элементов корпуса в  области нижнего фланца, фланца по разъему и подшипникового узла определены в зависимости от делительных диаметров шестерни и колеса, согласно рекомендациям.

    6.2 Рама привода

    Несущим элементом рамы привода является лист толщиной S16, типоразмер которого определен в зависимости от габаритных размеров редуктора, двигателя и открытой передачи. Редуктор установлен на швеллер №6,5П, ГОСТ 8240-72.

    Размеры определены в зависимости от наибольшего  диаметра болта крепления редуктора (или электродвигателя) к раме. В  нашем случае, большее значение имеет диаметр болта нижнего фланца редуктора – М12,

    Кожухи  ограждения муфты и открытой передачи, установленные на привод, выполнены  из листовой стали СтЗ по ГОСТ 380-71.

    7 Смазка зубчатых колес и роликовых подшипников

    7.1 Смазка зубчатых колес

    Смазывание  зубчатых колес редуктора осуществляется картерным способом, поскольку их окружная скорость менее 12,5 м/с.

    Марку масла назначаем в зависимости  от окружной скорости и контактных напряжений. В нашем случае, при u= 0,55 м/с и s_Н=420 МПа <600 МПа при 50°С необходимо масло с кинематической вязкостью 50 мм²/с, которой обладает масло "Индустриальное Г-68А" по ГОСТ 17479.4-87.