Разработка привода цепного транспортера (стр. 3 из 8)
с – число зацеплений зуба за один оборот колеса(с равно числу колёс, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).В нашем случае с=1,
ti – ресурс передачи.
ti=t.365.kг.24.kсут (2.3а)
t =7 – срок службы передачи (ч).
365.kг (kг=0,75) – количество дней работы передачи в году,
24.kсут (kсут=0,4) – количество часов работы передачи в сутки.
Подставим эти данные в формулу (2.3а), получим
ti=7∙365∙0,75∙24∙0,4=18396 (ч).
NНЕ=60∙18396∙57,3(13∙0,35+0,753∙0,3+0,43∙0,35)= 31557106,8≈3,15∙107.
По графику (рис. 8.40. [3]) для колёс при НВ 300 NH0=2,5.107. Сравнивая NHE и NH0, отмечаем, что для колеса 2-й ступени NHE> NH0 . Так как все другие колёса вращаются быстрее, то аналогичным расчётом получим и для них
NHE < NH0 . При этом для всех колёс передачи коэффициент долговечности
, где m-показатель, который зависит от вида колёс, так как у нас цилиндрические, то m=6. Отсюда КHL=0.96.Допускаемые контактные напряжения определяем из формулы (2.1)
[σн]=584,7(МПа).
Допускаемые напряжения изгиба:
(2.4)где σFO- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба,
SF- коэффициент безопасности,
КFC-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
КFL-коэффициент долговечности.
Для колеса и шестерни предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба: σFO=1,8∙НВ (2.4а)
Коэффициент безопасности SF=1,75([3]). Для колеса 2-й ступени по формуле (2.4а) σFO=1,8∙300=540 (МПа). Для шестерни 2-й ступени по (2.4а) σFO=1,8∙470=846 (МПа). Число циклов напряжений для колеса 2-й ступени при переменной нагрузке, по аналогии с формулой (2.3):
(2.5)Отсюда NFE=3,15∙107. Рекомендуется принимать NFO=4∙106 для всех сталей.
NHE < NH0 . При этом коэффициент долговечности аналогично предыдущему расчету KFL =0,71.
Так как нагрузка на зубья действует только с одной стороны, то коэффициент КFC=1.
Допускаемые напряжения изгиба определяем из формулы (2.4)
для колеса [σFO]=353,6 (МПа),
для шестерни [σFO]= 554 (МПа).
Допускаемые напряжения при перегрузке:
Для колёс предельные контактные напряжения при перегрузке находим из формулы (2.2а), учитывая, что σт =850 МПа:
[σн]MAX=2,8∙850=2380(МПа)
Для колёс и шестерни предельные изгибные напряжения при перегрузке находим из формулы (2.2б), учитывая, что для колеса НВ 300, получим [σF]MAX=2,74∙300=822 (МПа), для шестерни при НВ 470 [σF]MAX=2,74∙470=1278,7 (МПа).
2.2 Проектировочный расчет зубчатых передач и валов
Рассчитаем 2-ю ступень как более нагруженную и в основном определяющая габариты редуктора.
Предварительный расчёт.
Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом - штрих.
(2.6)где а'2 – межосевое расстояние,
U2 – передаточное отношение 2-й ступени редуктора,
Eпр – приведённый модуль упругости,
Т4 – крутящий момент на выходном 4-ом валу редуктора(Н.мм),
KHβ – коэффициент концентрации при расчётах по контактным напряжениям,
[σн] – допускаемые контактные напряжения,
ψba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Предварительно назначаем ψ'ba=0,4 (по таблице 8.4 [3]).
При этом по формуле ψ'bd=0,5.ψ'ba.(U+1) определим коэффициент ширины колеса относительно диаметра, ψ'bd=0,5∙0,4∙(3,15+1)=0,83<ψbdmax=1,5 и по графику (рис 8.15 [3]) находим коэффициент концентрации при расчётах по контактным напряжениям: KHβ≈1,04.
Модуль упругости стали Е1=Е2=2,1∙105 (МПа). Находим приведённый модуль упругости по формуле
Eпр=
. (2.6а)По формуле (2.6) определяем межосевое расстояние: а 2 = 161,99 мм.
Округляем по ряду Ra 40 (стр.136 [3]) до а2=160 мм, находим ширину зубчатого венца колеса b'w=ψ'ba∙а3=0,4∙160=64 (мм). По таблице (8.5 [3]) принимаем ψ'm=25 (т.к. выходная ступень самая нагруженная). Находим модуль
.По таблице(8.1 [3]) назначаем m=2,5 (мм). Суммарное число зубьев:
=128; принимаем z∑=128.Число зубьев шестерни:
=30,8 ( > Zmin = 17), принимаем z1=31.Число зубьев колеса определяем по формуле:
= 128 – 31=97.Фактическое передаточное число:
= 97/31=3,13.Делительные диаметры шестерни и колеса:
d1=
mn=31∙2,5=77,5 (мм);d2=
mn=97∙2,5=242,5 (мм).Так как передача прямозубая и число зубьев шестерни и колеса больше 21, то коэффициент смещения для колеса и шестерни х1=0, х2=0.
Диаметр вершин зубьев для колеса и шестерни:
da=d+2 .m .(ha*+x-Δy), (2.7)
где d-делительный диаметр,
m-модуль,
ha*-коэффициент высоты головки зуба,
х- коэффициент смещения,
Δy- коэффициент уравнительного смещения.
Диаметр впадин зубьев для колеса и шестерни:
df=d-2 .m .(ha*+C*-x), (2.8)
где C*- коэффициент радиального зазора.
По ГОСТ 13755-81 ha*=1, C*=0,25. У нас передача без смещения, поэтому Δy=0.
По формуле (2.7) определяем диаметр вершин зубьев
для колеса da=242,5+2∙2,5∙1=247,5 (мм),
для шестерни da=77,5+2∙2,5∙1=82,5 (мм).
По формуле (2.8) определяем диаметр впадин зубьев
для колеса df=242,5-2∙2,5∙(1+0.25)=236,25 (мм),
для шестерни df=77,5-2∙2,5∙1(1+0.25)=71,25 (мм).
Проектировочный расчёт валов сводится к определению диаметров валов привода исходя из полученных значений крутящих моментов.
Расчет ведем по формуле:
, (2.9а)где Т- значения крутящих моментов,
- допустимое касательное напряжение.Принимаем
, тогда получим следующие значения:Быстроходный вал привода:
.Быстроходный вал редуктора:
.Промежуточный вал редуктора:
.Тихоходный вал редуктора:
Тихоходный вал привода:
.2.2.1 Проектировочный расчёт быстроходной ступени в системе «Восход»
Геометрия передачи
Нормальный (средний) модуль .... 1.0000 мм
Число зубьев шестерни ......... 64
Число зубьев колеса .......... 256
Действит.передаточное число ... 4.000
Расчетная ширина колес ....... 24.0 мм
Угол наклона зуба ............ 0.000 град
Коэф.смещения шестерни ......... 0.000
Коэф. Смещения колеса ......... 0.000
Делительный диаметр шестерни 64.0000 мм
Диаметр вершин зубьев шестерни 66.0000 мм
Диаметр впадин зубьев шестерни 61.5000 мм
Делительный диаметр колеса 256.0000 мм
Диаметр вершин зубьев колеса 258.0000 мм
Диаметр впадин зубьев колеса 253.5000 мм
Межосевое расстояние 160.0000 мм
Ширина зубчатого венца шестерни 26.0000 мм
Ширина зубчатого венца колеса 24.0000 мм
Расчетная степень точности 9
2.3 Эскизная компоновка редуктора
Проведем линии осей валов, изображаем контуры шестерни и колеса первой ступени. Рассчитываем входной вал. В пункте 2.2 рассчитан диаметр быстроходного вала редуктора d1=21,7 мм. В соответствии с рекомендациями (стр.164[4]) опоры устанавливаем по схеме «враспор». Учитывая, что от подшипников цилиндрических зубчатых колес не требуется повышенная жесткость, а осевые нагрузки относительно не велики, намечаем для обеих опор вала радиальные однорядные шарикоподшипники. Предварительно принимаем шарикоподшипники лёгкой серии №205: d=25 мм, D=52 мм, В=15 мм. По таблице 8.3[1] определяем диаметр заплечика для упора подшипника d4=31 мм. Сравнивая d4 с диаметром шестерни первой ступени d1=64 мм и учитывая рекомендации (стр. 328[1]), решаем изготавливать шестерню за одно целое с валом, так как раздельное изготовление увеличивает стоимость производства вследствие увеличения числа посадочных поверхностей, требующих точной обработки, а также за счёт необходимости применения того или иного соединения (например, шпоночного). Определяем длины участков входного вала. Зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса по таблице 10.4[1]:
(2.3.1)