Проектирование привода пластинчатого конвейера (стр. 2 из 4)

[σ]_H1max = 2,8 σ_т = 2,8 · 750 = 2100 МПа

[σ]_H2max = 2,8 σ_т = 2,8 · 640 = 1792 МПа

[σ]_F1max = 2,74 HB_CP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]_F2max = 2,74 HB_CP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Предел контакта на выносливость:

σ_H01 = 2HB_CP1 + 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа

σ_H02 = 2HB_CP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа

S_H = 1,2 – коэффициент безопасности [2]

Коэффициент долговечности:

К_НL1 =

; К_НL2 = ;

Базовое число циклов:

N_H01 = 19,9 · 10⁶; N_H02 = 16,6 · 10⁶ [2]

Эквивалентное число циклов:

N_HЕ1 = 60n₁ct_ΣK_HE = 60 · 116,7 · 1 · 6408 · 0,13 = 5,8 · 10⁶

N_HЕ2 =60n₂ct_ΣK_HE = 60 · 20,55 · 1 · 6408 · 0,13 = 1,03 · 10⁶

c – число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот.

Коэффициент эквивалентного числа циклов:

K_HE = 0,13 – легкий режим работы [3].

Суммарный срок службы передачи:

t_Σ = 356LК_Г24К_С = 356 · 10 · 0,3 · 24 · 0,25 = 6408 ч

L = 10 – срок службы передачи при легком режиме работы [3].

К_Г = 0,3 – коэффициент использования передачи в году [3].

К_С = 0,25 - коэффициент использования передачи в сутки [3].

К_НL1 =

= 1,23; К_НL2 = = 1,6

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H1 =

= = 657 МПа

[σ]_H2 =

= = 756 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]_H = [σ]_H1 = 657 МПа.

4. Расчет первой ступени редуктора

Исходные данные: U₁ = 5,68; Т₂ = 958,1 Н·м; n₂ = 20,55 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₁ = К_α(U₁ + 1)

= 495 · (5,68 + 1) = 199,2 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α₁ = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α₁ = 2-4 мм, принимаем m = 2 мм.

z₁ = 2α₁ / m(U₁ + 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 + 1) = 30

z₂ = z₁U₁ = 30 · 5,68 = 170

d₁ = m z₁ = 2 · 30 = 60 мм

d_a1 = d₁ + 2m = 60 + 2 · 2 = 64 мм

d_t1 = d₁ – 2,5m = 60 – 2,5 · 2 = 55 мм

d₂ = m z₂ = 2 · 170 = 340 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 340 + 2 · 2 = 344 мм

d_t2 = d₂ – 2,5m = 340 – 2,5 · 2 = 335 мм

b₂ = ψ_ва · α₁ = 0,315 · 200 = 63 мм

b₁ = b₂ + 5 = 63 + 5 = 68 мм

Коэффициент формы зуба: у_F1 = 4,07, у_F2 = 3,6 [2].

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₁ / d₁ = 2 · 173,9 / 0,06 = 5797 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 5797 · tg 20° = 2110 H

[σ_F1] / у_F1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σ_F2] / у_F2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ · K_FV = 1,04 · 1,25 = 1,3

К_Fβ = 1,04 [1], K_FV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_t2 · К_F · у_F2 / b₂ · m = 5797 · 1,3 · 3,6 / 63 · 2 = 215 МПа<[σ]_F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σ_Fmax = σ_F · Т_max / Т_ном = 215 · 2,2 = 473 < [σ_Fmax] = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н =

= = 595 МПа < [σ]_Н=657 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 [2]; К_Нβ = 1 [2]; К_НV = 1,05 [2].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_max = σ_Н ·

= 595 · = 882 МПа < [σ]_Hmax = 1792 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V₁ =

= 3,14 · 0,06 · 116,7 / 60 = 0,37 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].

5. Расчет второй ступени редуктора

Исходные данные: U₂ = 4,39; Т₃ = 4080 Н·м; n₃ = 4,68 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₂ = К_α(U₂ + 1)

= 495 · (4,39 + 1) = 309 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α₂ = 315 мм.

m = (0,01-0,02) α₂ = 3,15-6,3 мм, принимаем m = 4 мм.

z₁ = 2α₂ / m(U₂ + 1) = 2 · 315 / 4 · (4,39 + 1) = 29

z₂ = z₁U₂ = 29 · 4,39 = 127

d₁ = mz₁ = 4 · 29 = 116 мм

d_a1 = d₁ + 2m = 116 + 2 · 4 = 124 мм

d_t1 = d₁ – 2,5m = 116 – 2,5 · 4 = 106 мм

d₂ = mz₂ = 4 · 127 = 508 мм

d_a2 = d₂ + 2m = 508 + 2 · 4 = 516 мм

d_t2 = d₂ – 2,5m = 508 – 2,5 · 4 = 498 мм

b₂ = ψ_ва · α₂ = 0,315 · 315 = 100 мм

b₁ = b₂ + 5 = 100 + 5 = 105 мм

Коэффициент формы зуба: у_F1 = 4,07, у_F2 = 3,6 [2].

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t1 = F_t2 = 2Т₂ / d₁ = 2 · 958,1 / 0,116 = 16518 H

радиальное: F_r1 = F_r2 = F_t1 · tgα = 16518 · tg 20° = 6012 H

[σ_F1] / у_F1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σ_F2] / у_F2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ · K_FV = 1,04 · 1,25 = 1,3

К_Fβ = 1,04 [1], K_FV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F2 = F_t2 · К_F · у_F2 / b₂ · m = 16518 · 1,3 · 3,6 / 100 · 4 = 193 МПа<[σ]_F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σ_Fmax = σ_F · Т_max / Т_ном = 193 · 2,2 = 424 < [σ_Fmax] = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н =

= = 580 МПа < [σ]_Н=657 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 [2]; К_Нβ = 1 [2]; К_НV = 1,05 [2].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_max = σ_Н ·

= 580 · = 860 МПа < [σ]_Hmax = 1792 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V₂ =

= 3,14 · 0,116 · 20,55 / 60 = 0,12 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α₂ + 3 = 0,025 · 315 + 3 = 11 мм

δ₁ = 0,02α₂ + 3 = 0,02 · 315 + 3 = 9 мм

Принимаем: δ = δ₁ = 11 мм

Толщина поясов стыка: b = b₁ = 1,5δ = 1,5 · 11 = 16 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 11 = 26 мм

Диаметры болтов:

d₁ = 0,03α₂ + 12 = 0,03 · 315 + 12 = 22 мм – М22

d₂ = 0,75d₁ = 0,75 · 22 = 16,5 мм – М16

d₃ = 0,6d₁ = 0,6 · 22 = 13,2 мм – М14

d₄ = 0,5d₁ = 0,5 · 22 = 11 мм – М12

7. Расчет ременной передачи

По номограмме 5.2 принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива находим из табл. 5.4. [1]

d_1min = 125 мм

Принимаем: d₁ = 125 мм

Диаметр ведомого шкива:

d₂ = d₁ · U_{р п} (1 – ε), где ε = 0,015 – коэффициент скольжения.

d₂ = 125 · 6 · (1 – 0,015) = 718,8 мм

Принимаем: d₂ = 710 мм из стандартного ряда.

Фактическое передаточное число:

U_Ф = d₂ / d₁(1 – ε) = 710 / (125 · (1 – 0,015)) = 5,9

ΔU =

· 100% = 1,7% < 3%

Ориентировочное межосевое расстояние:

α ≥ 0,55(d₁ + d₂) + h(H),

где h(H) = 10,5 из [3]

α ≥ 0,55(125 + 710) + 10,5 = 470 мм

Расчетная длина ремня:

L = 2α +

(d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / 4α =

= 2 · 470 +

(125 + 710) + (710 - 125)² / 4 · 470 = 2433 мм

Принимаем: L = 2500 мм.

Уточнение значения межосевого расстояния:

α =

(2L - π(d₁ + d₂) + ) =

=

(2 · 2500 – 3,14 · 835 + ) = 510,8 мм