Расчет и проектирование привода ленточного конвейера (стр. 4 из 5)

Z

= = 0,8484 ≥ 0,75

Предел контактной выносливости:

σ

= 2*НВi + 70, МПа – для улучшенных колес

σ

= 2*300+70 = 670 МПа

σ

= 2*280+70 = 630 МПа

4) Коэффициент контактной выносливости:

σ

= (σ /S )0,9*Z

i- 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)

- предел контактной выносливости

- для улучшенных колес

Z_Ni– коэффициент долговечности

S_Hi – коэффициент запаса прочности (S_Hi=1,1)

σ

= (670/1,1)*0,9*0,8263 = 453 МПа

σ

= (630//1,1)*0,9*0,8484 = 437,3 МПа

5) Допускаемые напряжения для передачи:

σ

=min ( 0,45(σ + σ ); 1,25(σ ) )=min ( 0,45(453 +437,3); 1,25*437,3) =min( 400,6МПа ; 546,6) => σ =400,6МПа

6) Допускаемые напряжения изгиба:

σ

=1,75*НВ1=1,75*300 =525МПа

σ

=1,75*НВ2=1,75*280 =490МПа

Базовый предел выносливости (изгибной):

σ

= σ *Ya*Yz – для улучшенных колес

причем Ya= 1; Yz= 1(поковка)

σ

= σ * Ya*Yz=525*1*1=525МПа

σ

= σ * Ya*Yz= 490*1*1 = 490 МПа

7) Коэффициентзапаса: SF1 = SF2=1,7 иgF= 6

Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:

NFEi = 60*ci*ni*Lh*(∑K

*K )

NFE1 = 60*1*642*44019 *(1

*0,5+0,8 *0,3+0,3 *02)=9,81*10

NFE2 = 60*1*321*44019 *(1

*0,5+0,8 *0,3+0,3 *02) = 4,9*10

NFlim= 4*10

8)Коэффициент долговечности:

YNi=

1

Поскольку NFEi

> NFlimiпринимаем YN1 = YN2 = 1

И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):

σ

= (σ / SFi)* YNi

σ

=(525МПа /1,7)*1=308,8МПа

σ

= (490 МПа /1,7)*1 = 288,2 МПа

Определение кинематических параметров передачи:

9) Определяем межосевое расстояние по формуле:

a_w³K_a*(u+1)*

, мм

K_a – коэффициент равный 495 для прямозубых передач

U – передаточное число зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «–» внутреннее зацепление)

T₂ – крутящий момент на ведомом колесе, Н*м

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии

- коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)

По рекомендации приняли

=0,315

K_a= 495 - коэф. для стальных косозубых колес

u=2 – передаточное отношение

T2 = 67 Н*м – крутящий момент на втором валу

σ

=400,6 МПа – допускаемое контактное напряжение

= 0,5* *(u+1) = 0,5*0,315*(2+1) = 0,4725

По рекомендации приняли

= 0,315

по

определяем коэффициент

K

= 1,0

a_w³ 495*(2+1)*

= 103 мм

по ГОСТу a_w = 100 мм

10) Определяем ширину зубчатого венца:

b

=

*a_w=0,315*100 = 31,5мм

принимаем b

= 32 мм

b

= b +4 = 32+4 = 36 мм

11) Определяем модуль зацепления:

mn = (0,015-0,03)* a_w= 0,03*100 = 3 мм

принимаем mn =3 мм

12) Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:

Z∑ = (2* a_w/ mn)

Z∑ = (2*100/ 3) =66

следовательно Z∑=66

13) Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:

Z1 = Z∑/(u+1) = 66/(2+1) = 22

Следовательно Z1 = 22

Z2 = Z∑- Z1=66 – 22 = 44

14) Уточняем передаточное отношение:

u = 44 / 22 = 2

определяем погрешность передаточного отношения:

Δ=|2-2| / 2=0 %

2,5% что допустимо

Определяем геометрические параметры зубчатых колес:

15) Начальные диаметры:

dw1 = mn *Z1 = 3,0* 22= 66 мм

dw2 = mn *Z2 = 3,0 *44 = 132 мм

16) Уточняем межосевое расстояние:

a_w= (dw1+ dw2) / 2 = (66+132) / 2 = 99 мм

17) Определяем диаметры вершин:

da1 = dw1 + 2* mn = 66 + 2*3 = 72 мм

da2 = dw2 + 2* mn = 132+2*3 = 142 мм

18) Определяем диаметры впадин зубьев:

df1 = dw1-2,5* mn= 66 – 2,5*3 = 58,5 мм

df2 = dw2-2,5* mn= 96 – 2,5*3 = 138,5 мм

19) Определяем окружную скорость в зацеплении:

V = (π*dw1*n1) / (60*1000) = (3,14*66 *642) / (60*1000) = 2,22 м/с

в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9

20)Определяем усилия действующие в зацеплении:

окружная: Ft = (2*T1) / dw1 = (2*34,43) / (66*10

) = 1043 кН

радиальная: Fr = Ft *tn(α

) = 1043*0,364*10³= 0,378 кН

осевая: Fa=0

21)Выполняем проверочный расчет на контактную усталость:

, где

-

коэффициент учитывающий геометрию

коэффициент Пуассона (для стали 0,3)

E₁, E₂ – модуль продольной упругости материалов (2,1*10⁵)

- угол наклона зубьев

-

коэффициент торцового перекрытия

312,2МПа

, где