Проектирование привода цепного конвейера

     Фактический размер заготовки 

 
 
 

     D_заг < D_пред, следовательно заготовка пригодна.

     Предельный  размер заготовки колеса S_пред = 125 мм, [2, с. 13]

     Для колеса с выточками фактический размер заготовки равен либо С_заг, либо S_заг (принимают меньшее из двух), [2, с. 18]. 

 
 
 
 
 
 

     Для колеса без выточек

 
 
 

     Все фактические размеры заготовок  колеса меньше допустимого, из этого  можно сделать вывод, что заготовка  пригодна. 

     3.3 Расчет зубчатой цилиндрической  косозубой передачи тихоходной  ступени 

     Принято: ψ_ba = b_w / a_w = 0,5 – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [3, с. 136].

     Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 

 
 
 

     Межосевое расстояние для косозубой передачи 

 

     где K_a – коэффициент межосевого расстояния;

         К_Нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца [2, с. 16].

     Для косозубых колес K_a = 1. К_Нβ = 1. 
 

     Принимаем a_w = 180 мм. Ширина зубчатого венца колеса 

 
 

     Принимаем b_w = 90 мм.

     Модуль  зацепления равен 

 

     где ψ = 30 – коэффициент ширины колеса по модулю [1, с. 137]. 
 
 

     Принимаем m = 3 по ГОСТ 9563 – 60.

     Определим угол наклона линии зубьев, числа зубьев колеса и шестерни.

     Минимальный угол наклона зубьев для косозубых  колес 

 
 
 

     Суммарное число зубьев 

 
 

     Принимаем z_сумм = 118, так как полученное значение z_сумм округляют в меньшую сторону до целого числа.

     Фактическое значение угла наклона 

 
 
 

     Угол  β = 10,475 °.

     Число зубьев шестерни  

 
 
 

     Принимаем z₃ = 21.

     Число зубьев колеса 

 
 

     Фактическое передаточное число 

 
 
 

     Рассчитаем  отклонение от заданного передаточного числа, которое должно быть меньше чем 4 %. 

 
 
 

     Отклонение  от заданного передаточного числа  допустимо.

     Определим основные геометрические размеры шестерни и колеса, [2, с. 17].

     Делительный диаметр шестерни 

 
 
 

     Делительный диаметр колеса 

 
 
 

     Диаметры  вершин зубьев 

 
 
 
 
 
 

     Диаметры  впадин 

 
 
 
 
 
 

     Ширина  зубчатого венца колеса , а для колеса 

 
 
 

     Принимаем b₃ = 95 мм.

     Сделаем проверку на контактную выносливость.

     Коэффициент ширины шестерни по диаметру 

 
 
 

     Окружная  скорость колес 

 
 
 

     Назначаем девятую степень точности, [2, с. 19].

     Коэффициент торцового перекрытия  

 
 
 

     Коэффициент повышения прочности косозубых  передач 

 

     где К_Нα = 1,1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями [2, с. 20]. 
 
 

     Расчетное контактное напряжение косозубых колес 

 

     где К_Нβ = 1 – коэффициент концентрации нагрузки, [2, с. 15];

         К_НV = 1,1 – коэффициент динамической нагрузки [2, с. 20]. 
 

     Определяем  недогрузку  
 
 

     Недогрузка составляет 4,2 %, что допустимо [2, с. 20].

     Условие контактной выносливости выполняется.

     Определим силы, действующие в зацеплении. Окружная сила равна 

 
 
 

     Радиальная  сила

 
 

     Осевая  сила 

 
 
 

     Сделаем проверку на выносливость по напряжениям  изгиба.

     Коэффициент нагрузки равен 

 

     где К_Fβ = 1,21 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба;

         К_FV = 1,1 – динамический коэффициент. 
 
 

     Определяем  эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса 

 
 
 
 
 

     Коэффициент, учитывающий форму зуба для шестерни Y_F3 = 4,01, для колеса Y_F4 = 3,6, [1, с. 42].

     Для проверочного расчета косых зубьев служит формула 

 

     где Y_β – коэффициент компенсации погрешности;

         К_Fα = 1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, [2, с. 19].

     Коэффициент Y_β, [1, с. 46] определяется по формуле 

 
 
 
 
 

     Допускаемое напряжение изгиба [σ_F] = 255,6 МПа.

     Рассчитанное  напряжение изгиба меньше допускаемого, т.е. σ_F2 < [σ_F], а значит, условие выносливости на изгиб выполняется.

     Проверим  пригодность заготовок шестерни и колеса.

     Предельный  размер заготовки шестерни D_пред = 125 мм [4].

     Фактический размер заготовки 

 
 
 

     D_заг < D_пред, следовательно заготовка пригодна.

     Предельный  размер заготовки колеса S_пред = 125 мм.

     Для колеса с выточками фактический  размер заготовки равен либо С_заг, либо S_заг (принимают меньшее из двух). 

 
 
 
 
 

     Для колеса без выточек 

 
 
 

     Все фактические размеры заготовок  колеса меньше допустимого, из этого  можно сделать вывод, что заготовка  пригодна.

 

     4 Предварительный расчет валов 

     Валы  рассчитываем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям, [3, с. 296]. Напряжение кручения [τ_к] = 25 МПа.

     Диаметр быстроходного вала