Расчет и проектирование привода ленточного конвейера (стр. 3 из 5)

- 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= 1,6045 – передаточное отношение

T2 = 104,57Н*м – крутящий момент на втором валу

σ

= 384 МПа – допускаемое контактное напряжение

= 0,5* *(u+1) = 0,5*0,315*(1,6045+1) = 0,4102

По рекомендации приняли

= 0,315

по

определяем коэффициент

K

= 1,0

a_w³ 495*(1,6045+1)*

= 125 мм

по ГОСТу a_w = 125 мм

10) Определяем ширину зубчатого венца:

b

=

*a_w= 0,315*125 = 39,375 мм

принимаем b

= 40 мм

b

= b +4 = 40+4 = 44 мм

11) Определяем модуль зацепления:

mn = (0,015-0,03)* a_w= 0,024*125=3 мм

принимаем mn=3 мм

12) Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:

Z∑ = (2* a_w/ mn)

Z∑ = (2*125/ 3) =83,33

следовательно Z∑ = 84

13) Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:

Z1 = Z∑/(u+1) = 84/(1,6045+1) = 21

Следовательно Z1 = 32

Z2= Z∑- Z1=84 – 32 = 52

14) Уточняем передаточное отношение:

u = 52 / 32 = 1,625

определяем погрешность передаточного отношения:

Δ = |1,6045-1,625| / 1,6045 = 1,28%

2,5% что допустимо

Определяем геометрические параметры зубчатых колес:

15) Начальные диаметры:

dw1 = mn *Z1 = 3,0 *32 = 96 мм

dw2= mn *Z2 = 3,0 *52 = 156 мм

16) Уточняем межосевое расстояние:

a_w= (dw1+ dw2) / 2 = (96+156) / 2 = 126 мм

17) Определяем диаметры вершин:

da1 = dw1 + 2* mn = 96 + 2*3 = 102 мм

da2= dw2 + 2* mn = 156 + 2*3 = 162 мм

18) Определяем диаметры впадин зубьев:

df1= dw1-2,5* mn= 96 – 2,5*3 = 88,5 мм

df2= dw2-2,5* mn= 156 – 2,5*3 = 148,5 мм

19) Определяем окружную скорость в зацеплении:

V = (π*dw1*n1) / (60*1000) = (3,14*96 *321) / (60*1000) = 1,612 м/с

в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9

20)Определяем усилия действующие в зацеплении:

окружная: Ft = (2*T1) / dw1 = (2*67) / (96*10

) = 1390 кН

радиальная: Fr = Ft *tn(α

) = 1390*0,364*10³= 508 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

318,3 МПа

, где

= 1

,09 - взяли по графику (стр.111 [2]) для степени точности 8

= 1*1,1*1,09*1 = 1,199

МПа

МПа

- условие выполняется

22) Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:

, где

(стр.114) [2] источник 1)

(по графику рис. 6.14) [2] источник 1)

МПа

- условие выполняется

2.3.2 Быстроходная ступень

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:

Для шестерни:

Сталь: 45Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 300

Для зубчатого колеса:

Сталь: 40Х

Термическая обработка: улучшение

Твердость: НВ 280

Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:

1) Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:

L

= L *365*K *24*K = 10*365*0,75*24*0,67 = 44019 часа

2) Определяем базовое число нагружений:

N

= 30(HB1) =30(300) = 26,4*10 ≤ 120*10

N

= 30(HB2) = 30(280) = 22,4*10 ≤ 120*10

3) Расчетное число циклов нагружений:

N

= 60*ci*ni* L *(∑K *K )

N

= 60*1*642*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 12,0*10

N

= 60*1*321*44019 (1 *0,5+0,8 *0,3+0,3³*02) = 6,0*10

C_i – число зацеплений зуба за один оборот

n_i– число оборотов в минуту рассчитываемого колеса

L_h– число часов работы передачи за весь срок службы (в часах)

K_Hj- коэффициент времени (определяем с графика 1)

K_ti - коэффициент нагрузки (определяем с графика 1)

т.к. N

< N выбираем формулу для расчета коэффициента долговечности:

Z

= =

Z

= = 0,8263 ≥ 0,75