Проект привода цепного конвейера (стр. 3 из 7)

N_Σm·K_FЕ = 1,05·10⁸·0,02 = 2,1·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶,

N_Σк ·K_FЕ = 0,26·10⁸·0,02 = 0,52·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶.

Так как в обоих случаях N_F0 > N_ΣK_FЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

; .

K_FC- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачиК_НL– 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_Н]_max= 2,8 σ_Т.

[σ_Н]_{max ш} = 2,8·380 = 1064 МПа, [σ_Н]_{max к} =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_F]_max= 0,8 σ_Т.

[σ_F]_maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [σ_F]_maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где К_а – коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К_а = 4300 Па^1/3;

- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ψ_ba = 0,45; и = и^д₃₄ = 4;

К_Нβ – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ_bd= 0,5 ψ_ba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К_Нβ = 1,046;[σ_Н] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;

Z_ш– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z_ш = 20;

Z_ш – число зубьев колеса, Z_к= Z_ши = 20·4 = 80.

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m_п = 5 мм.

- ширина: b_к = ψ_dа а_w = 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем b_к = 120 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость.

где Z_Н – коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z_Н = 1,75, [6];

Z_М = 275 · 10³Па^1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Z_Е - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z_Е = 0,8, [6];

К_Н = К_На К_{Н β} К_НV– коэффициент нагрузки : К_На – коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_{Н а} = 1,15; К_{Н β} = 1,046, см. разд.3.3.1, К_НV– коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; К_HV=1.02; К_Н=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

Так как σ_Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σ_Н], то расчет можем считать завершенным:

.

Расчет на контактную прочность.

,

где К_п=2,2, [σ_Н]_max – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где - Y_F- коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z_V, для косозубой передачи:

, Y_Fш =3,92; ,Y_Fк = 3,6.

Y_E- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y_E=1,0.

Y_β - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_F = К_Fа К _Fβ К_FV- коэффициент нагрузки: К_Fа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К _Fβ –коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 3.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).

Межосевое расстояние

Принимаем а_w = 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d_аш= d_ш + 2m_n = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

- диаметр впадин: d_ƒш= d_ш – 2,5m_n = 106,4 – 2,5 · 5= 93,9мм;

- ширина: b_ш =b_к+ 5 мм= 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев:d_ак = d_к + 2m_n = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;

- диаметр впадин: d_ƒк = d_к – 2,5m_n = 425,5 – 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψ_ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К _Fβ = 1,09; К_FV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при К_FV= 1,05; К_F = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

σ_{F maх} = σ_F К_п ≤ [σ_F]_max΄

где К_п – коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К_п =2,2.

σ_{F maх ш}= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ≤ [σ_F]_{max ш} = 304 МПа,

σ_{F maх к} = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ≤ [σ_F]_{max к} = 272 МПа.

Условия выполняются.

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила F_аш = F_ак = F_tк tgβ= 8651· tg 19,95 ⁰ = 3139 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.3.3.

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.4.1.

Исходные данные.

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

параметры № вала	N, кВт	ω, рад/с	M,Нм	ид34	идобщ
3	14,9	8,56	1740	4	47,68
4	14,3	2,14	6682

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес.

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ_ш = НВ_к + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.