Привод якорной мешалки (стр. 2 )

где - угловая скорость вращения шестерни, 1/с.

Контактное напряжение

, МПа

где - коэффициент нагрузки.

В свою очередь:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

В соответствии с рекомендациями [4, с. 53] назначим для конических колес 7-ю степень точности, но значения коэффициентов будем принимать для 8-й степени.

Уточняем значение , согласно [4, с. 32], при 0,68 и твердости поверхности зубьев HB<350, 1,25

При окружной скорости колес 1,73 м/с, в соответствии с [4, с. 32]

1,0

1,05

В этом случае 1,25*1,0*1,05=1,31.

МПа;

Условие контактной прочности

МПа

выполнено.

Силы в зацеплении:

окружная

2*309850/107,32=5774,3 Н

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

Н

радиальная для колеса, равная осевой для шестерни,

Н

Напряжение изгиба

, МПа

где - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;

- коэффициент формы зубьев;

- опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической передачи по сравнению с цилиндрической;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

, МПа

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов нагружения;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала колес;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.

В нашем случае, в соответствии с [4, с. 35], при консольном расположении колес при установке валов на роликовых подшипниках

1,48;1,25; Тогда 1,48*1,25=1,85

Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом, согласно [4, с. 35], 3,88;3,6.

Допускаемое напряжение [ ]F=1,8HB/[n]F;

[n]F=1,75 – коэффициент запаса прочности [4,с.36]

Допускаемые напряжения:

Для шестерни [ ]F1=504/1,75=288 МПа;

Для колеса [ ]F2=450/1,75=257,14 МПа;

Находим отношения [ ]F /YF:

Для шестерни 288/3,88=74,22МПа;

для колеса 257,14/3,6=71,43 МПа

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Напряжение изгиба

МПа < 257,14 МПа

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ ]K=20 Н/мм:

мм

.

Необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся соотношением dв1/dдв>0,75;

принимаем dв1=42 мм. (dдв=42 мм.)

Под подшипниками принимаем dп1=50 мм.

Под шестерней принимаем dк1=45 мм.

Ведомый вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ ]K=25 Н/мм:

Принимаем dв2=65 мм.

Под подшипниками примем dп2=70 мм, под зубчатым колесом dк2=75 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из

конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4.  Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня:

d1=107,32 мм; dе1=125,0 мм;dae1=134,7; b1=73 мм.

Колесо:

de2=500 мм, daе2=502,43 мм; b2=73 мм;

Диаметр ступицы

dст=1,6*dk2=1,6*75=120 мм;

Длина ступицы

lст=(1,2-1,5) dk2=90-112,5 мм;

принимаем lст=100мм.

Толщина обода

o=(3-4)*m=(3-4)*4,29=12,87-17,16 мм.

Принимаем =16 мм.

Толщина диска

С=(0,1-0,17)Re=(0,1-0,17)257,69=25,8-43,8 мм.

Принимаем С=30 мм.

5.  Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0,05*Re+1=0,05*257,69+1=12,9 мм.

Принимаем =13 мм. ==14 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхний пояс корпуса и крышки:

b=b1=1,5 =1,5*13=19,5 мм.

Принимаем b=20 мм.

Нижний пояс корпуса

p=2,35* =2,35*13=30,5 мм.

Принимаем p=30 мм.

Диаметры болтов: фундаментных

d1=0,055Re+12=0,055*257,69+12=26,17 мм.

Принимаем d1=27 мм.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2=(0,7-0,75)*d1=(0,7-0,75)*27=18,9-20,25 мм.

Принимаем d2=20 мм.

Соединяющих крышку с корпусом

d3=(0,5-0,6)d1=(0,5-0,6)*27=13,5-16,2 мм.

Принимаем d3=16 мм.

6.  Выбор подшипников качения

Предварительно выбираем конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Ведущий вал: 7210 ( d=50 мм, D=90 мм, T=22 мм,

С=56 кН, СО=40,6 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмности соответственно.

Ведомый вал: 7214 ( d=70 мм, D=125 мм, Т=26,5 мм,

С=95,9 Кн, Со=82,1 Кн.)

7. Расчёт клиноремённой передачи

Согласно номограмме [4, с. 134] принимаем сечение клинового ремня «Б».

Диаметр меньшего шкива

= мм,

где - вращающий момент, Н×мм.