Привод цепного конвейера (стр. 2 из 3)

где σ_Hlimb1,σ_Hlimb2- пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса;

σ_Hlimb=23*55=1265 МПа

S_Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S_Hmin= 1,2

– коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр21]

=1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем

= 949 МПа.

1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

Где b_W-рабочая ширина зубчатых венцов,

d_W1- начальный диаметр шестерни.

Согласноисточнику [1, стр33, табл. 14]:

ψ_bd=0,3…0,6

Принимаем ψ_bd2=0,6

1.10 Коэффициент K_Hβ.

Коэффициент K_Hβ. Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.

Согласно источнику [1, стр34, рис. 10] принимаем:

K_Hβ2=1,12

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

ί – передаточное отношение привода

ί=13,43

Т₁-вращающий момент на тихоходном валу

Т₁= 318,3 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.

=949МПа

ψ_bd2-коэффициент ширины зубчатого венца

ψ_bd2=0,6

K_Hβ2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

K_Hβ2=1,12

Количество потоков мощностей 1;

Вид зубьев – косозубые.

1.12 График зависимости массы от

2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактные напряжения

, МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

Z_Nj– коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле:

Где N_Hlimbj- базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:

N _{H lim b1}= N _{H lim b2}=90*10⁶

N_HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса

N _HE1=μ_н*N_∑1,

N _HE2=μ_н*N_∑2.

где μ_н- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

μ_н= 0,125

N_∑1,N_∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.

где n₂– частота вращения 3 вала , взята из табл.1:

n= 105, мин^-1

– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.000 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n₁– частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле

n₁=n₂*i₂,

где i₂- передаточное отношение.

n₁= 105*2,950 =309,75 мин ^-1.

Тогда

N_∑1= 60*309,75*11.000=2*10⁸

N_∑2=60*105*11.000=6,9*10⁶

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N_HE1=0,125*2*10⁸=0,25*10⁸

N_HE2=0,125*6,9*10⁸

Так как N_HEj≤ N_Hlimbj принимаем q_н= 6

0,25*10⁸≤90*10⁶

0,86*10⁶≤90*10⁶

= =1,2

Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев

0,75≤ Z_Nj≥1.8

Принимаем Z_N1=1.2

= =2.1

Принимаем Z_N1=1,8

Найдем допускаемые контактные напряжения:

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.

Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:

σ_HPmax=44* H_HRC

σ_HPmax=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

σ _Flimbj- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

σ_{F lim b 1}=680МПа

σ_{F lim b 2}= 680МПа

S_{Fmin 1,2}- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр28]:

S_{Fmin 1,2}=1,7

Y_Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле

Y_Nj

где N_Flim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:

N_Flim=4*10⁶

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤350НВ q_F=6

N_FEj- эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N_FEj=μ_F*N_∑jj=1,2

Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:

μ_F=0,038

Тогда

N_FE1=2*10⁸*0,038=0,76*10⁶

N_FE2=6,9*10⁶*0,038=0,26*10⁶

Вычислим коэффициент долговечности:

Y_N1=

1,3

Y_N2=

1,5

Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

Согласно источнику [1, стр29, табл. 11]принимаем:

Y_A=1

Допускаемые напряжения :

МПа

МПа

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

где σ _FSt– предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

σ _FSt= 2000МПа

S_FStmin- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S _{FSt min}= Y_Z*S_Y

Где Y_Z-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:

Y_Z=1

S_Y- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:

S_Y=1,75

S_FStmin=1*1,75=1,75

Y_х -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса , выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:

Y_х=1,025

=1171 МПа

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.

3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d₁= d_w=

,

m_n- модуль зацепления

m_n=2,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos9.069 = 0.987

Z₁-число зубьев

Z₁=20

d₁= d_w=

=45,6мм

-диаметр вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n

d_a1=45,6+2*2,250=50,1мм

-диаметр впадин зубьев

d_f1=d₁-2.5m_n

d_f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d₂= d_w=

,

Z₂=59

m_n=2,250

cosβ =cos9.069 = 0.987

d₂= d_w=

=134,5

-диаметр вершин зубьев:

d_a2=d₂+2m_n

d_a2=134,5+2*2,250=139мм

-диаметр впадин зубьев

d_f2=d₂-2.5m_n

d_f2=134,5-2,5*2,250=128,875мм

3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d₁= d_w=

,

m_n- модуль зацепления

m_n=1,250

β-угол наклона зубьев