Привод цепного конвейера 4 (стр. 2 из 8)

На четвертом валу с учетом зубчатой передачи:

, (1.2.14)

мин^-1.

На пятом валу частота вращения не изменится:

n_V = 39.83 мин^-1.

Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на любом валу определяется по формуле:

. (1.2.15)

Тогда для первого вала крутящий момент:

Н·м.

Для второго вала:

Н·м.

Для третьего вала:

Н·м.

Для четвертого вала:

Н·м.

Для пятого вала:

Н·м.

1.3 Расчет зубчатых передач редуктора

Основной характер разрушения зубчатых передач - выкрашивание поверхностей зубьев под действием контактных напряжений, поэтому проектировочный расчет производится из условия на усталостную прочность.

Выбор материала

В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней принимается

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

По техническому заданию НВ > 350. С учетом этого назначается термообработка.

Для шестерен и колес: закалка токами высокой частоты.

По справочнику [4] определяется средняя твердость зубьев:

шестерни HB_cp = 420;

Механические характеристики материала для шестерен и колес приведены в таблице 1.3.1.

Таблица 1.3.1

Параметр	Колеса	Шестерни
σв, Н/мм2	900	900
στ, Н/мм2	750	750
σ-1, Н/мм2	410	410
Предельные размеры заготовки	Sпред(толщина обода)	Dпред (диаметр)
Значения предельных размеров, мм	80	125

Допускаемые напряжения на усталостную прочность

Базовое число циклов перемены напряжения, исходя из средней твердости материала зубьев, по таблице из [4]:

для шестерен и колес:

N_H0 = 54 млн. циклов;

Расчетный коэффициент для первой ступени

Число циклов перемены напряжений за срок службы:

, (1.3.1)

где L_h = 20000 ч. – срок службы привода, задано в техническом задании.

млн. циклов,

млн. циклов.

Так как N₁ > N_H0 и N₂ > N_H0, то принимается:

.

Расчетный коэффициент для второй ступени

Число циклов перемены напряжений за срок службы:

млн. циклов,

млн. циклов.

Принимается в целях надежности, что

.

Иначе допускаемые напряжения будут больше для колеса из-за увеличения коэффициента, в соответствии с формулой:

. (1.3.2)

Допускаемые контактные напряжения для зубьев колес и шестерен

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса определяется как:

[σ]_H =

· (1.8· HB_cp +67). (1.3.3)

Для шестерен и колес они будут одинаковые:

[σ]_H = 1.8 · 420 +67 = 823 Н/мм².

Допускаемые напряжений изгиба материала колеса и шестерни

Определение коэффициента долговечности на изгиб для материала зубьев шестерни и колеса

N_F0 = 4·10⁶ – число базовых циклов перемены напряжений.

N₁ и N₂ определены ранее.

Так как N₁ > N_F0 и N₂ > N_F0 для всех ступеней, то принимается:

.

Значение напряжения:

[σ]_F0 =

·1.03· HB_cp, (1.3.4)

[σ]_F0 = 1.03 · 420 = 432 Н/мм².

Проектировочный расчет быстроходной ступени редуктора

Расчет межосевого расстояния

Определяется я по эмпирической формуле:

, (1.3.5)

Ψа – коэффициент ширины зубчатого венца, принимается: Ψа = 0.36;

u = u_зп1 = 4.57;

Т2 = Т_III = 822 Н·м;

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимается: К_Нβ = 1.2, так как зубья плохо прирабатываются

Тогда:

мм.

Из стандартного ряда принимается:

a_ω = 180 мм.

Определение модуля зацепления

Определение ориентировочного делительного диаметра колеса

, (1.3.6)

так как все параметры известны, то:

мм.

Определение ширины венца зубчатого колеса:

b₂ = Ψa · α_ω, (1.3.7)

b₂ = 0.36 · 180 = 64.8 мм.

Расчет по полученным данным модуля зацепления

Должно выполняться условие:

, (1.3.8)

где поправочный коэффициент K_m = 6.8 для прямозубых передач.

мм.

Значение модуля принимается из стандартного ряда:

m = 1.5 мм.

Определение и уточнение основных параметров передачи

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Определяется, как:

, (1.3.9)

При вычислении результат округляется до ближайшего

.

Число зубьев шестерни

, (1.3.10)

.

Число зубьев колеса

, (1.3.11)

Фактическое передаточное число

, (1.3.12)

Рассчитаем погрешность передаточного числа:

, (1.3.13)

.

Так как погрешность не превышает допустимую 4%, то найденные параметры могут быть допущены.

Определение основных геометрических параметров шестерни и колеса

Диаметр делительной окружности:

d = mz, (1.3.14)

Диаметр окружности выступов:

d_a = d + 2m, (1.3.15)

Диаметр окружности впадин:

d_f = d - 2.4m , (1.3.16)

Ширина зубчатого венца шестерни:

b₁ = b₂+4, (1.3.17)

Основные параметры приведены в таблице 1.3.2.

Таблица 1.3.2

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм	64.5	295.5
Диаметр вершин зубьев, мм	67.5	298.5
Диаметр впадин зубьев, мм	60.9	291.9
Ширина венца, мм	68.8	64.8

Проверочный расчет быстроходной ступени редуктора

Проверка соответствия межосевого расстояния

, (1.3.18)

Найденное межосевое расстояние соответствует действительному.

Проверка пригодности заготовок колес

Условие пригодности заготовки шестерни:

D_заг ≤ D_пред, (1.3.19)

где D_пред – предельный диаметр заготовки шестерни.

D_заг = d_a1 + 6, (1.3.20)

D_заг = 64.5+6 = 70.5 мм,

Условие выполняется.

Условие пригодности заготовки колеса:

S_заг ≤ S_пред, (1.3.21)

где S_пред – предельная ширина заготовки колеса.

S_заг = b₂ + 4, (1.3.22)

D_заг = 64.8+4 = 68.8 мм,

Условие выполняется.

Проверка на контактные напряжения