Разработка привода цепного транспортера (стр. 5 из 8)

(2.4.5)

σ_Hmax = 891,4(МПа) < [σ_H]_max =1540 (МПа).

(2.4.6)

σ_Fmax = 221,4 (МПа) < [σ_F]_max =822 (МПа).

Условия прочности выполняются.

2.5 Результаты расчетов напряжений, геометрических параметров выходной ступени с использованием автоматизированных систем расчета «АРМ» и «Восход»

Результаты автоматизированного расчёта выходной ступени в системе APM WinMachine даны в рис.2- 6.

рис. 2 Ввод основных данных для расчёта выходной ступени

рис. 3 Ввод дополнительных данных для расчёта выходной ступени

рис. 4 Основные геометрические параметры выходной ступени

рис. 5 Параметры материалов выходной ступени

рис. 6 Силы в зацеплении в выходной ступени

Автоматизированный расчёт выходной ступени в системе «ВОСХОД».

Основные результаты расчета

Допускаемые напряжения:

Контактные ....................... 612 мпа

Изгибные для шестеpни ............ 285 мпа

Изгибные для колеса .............. 280 мпа

Допуск. Напряжения при перегрузке:

Контактные ....................... 2380 мпа

Изгибные для шестерни ........... 1430 мпа

Изгибные для колеса ............. 822 мпа

Рабочие напряжения:

Контактные ...................... 522 мпа

Изгибные для шестерни ........... 148 мпа

Изгибные для колеса ............. 154 мпа

Рабочие напряжения при перегрузке:

Максим.контактные напряжение ... 738 мпа

Максим.изгибные напряж.шестерни . 295 мпа

Максим.изгибные напряж.колеса ... 307 мпа

Геометрия передачи

Нормальный (средний) модуль .... 2.5000 мм

Число зубьев шестерни ......... 31

Число зубьев колеса .......... 97

Действит.передаточное число ... 3.129

Расчетная ширина колес ....... 64.0 мм

Угол наклона зуба ............ 0.000 град

Коэф.смещения шестерни ......... 0.000

Коэф. Смещения колеса ......... 0.000

Делительный диаметр шестерни 77.5000 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни 82.5000 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни 71.2500 мм

Делительный диаметр колеса 242.5000 мм

Диаметр вершин зубьев колеса 247.5000 мм

Диаметр впадин зубьев колеса 236.2500 мм

Межосевое расстояние 160.0000 мм

Ширина зубчатого венца шестерни 70.0000 мм

Ширина зубчатого венца колеса 64.0000 мм

Расчетная степень точности 9

Для сравнения полученных результатов расчёта напряжений, геометрических параметров выходной ступени ручным и автоматизированным вариантом, воспользуемся таблицей 3.

Таблица 3. Сравнительный анализ полученных результатов расчёта напряжений, геометрических параметров выходной ступени.

Параметр		Ручной расчёт	Расчёт в системе «ВОСХОД»	расчёт в системе APM WinMachine
1. Допускаемые контактные напряжения, МПа		584,7	612	622,386
2.Допускаемые напряжения изгиба, МПа	шестерни	554	285	352,941
	колеса	353,6	280	352,941
3.Допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа		2380	2380	-
4. Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке, МПа	Шестерни	1278,7	1430	-
	Колеса	822	822	-
5.Рабочие контактные напряжения, МПа		563,8	522	616,71
6.Рабочие напряжения изгиба колеса, МПа		140	154	173,27
7.Рабочие контактные напряжения при перегрузке, МПа		891,4	738	-
8.Рабочие напряжения изгиба при перегрузке, МПа		221,4	307	-
9.Нормальный(средний модуль), мм		2,5	2,5	2,5
10.Число зубьев	шестерни	31	31	31
	колеса	97	97	97
11.Действителбное передаточное число		3,129	3,129	3,129
12.Угол наклона зуба		0	0	0
13.Коэффициент смещения	шестерни	0	0	0
	Колеса	0	0	1,268
14.Делительный диметр, мм	шестерни	77,5	77,5	77,5
	колеса	242,5	242,5	242,5
15.Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	82,5	82,5	82,162
	колеса	247,5	247,5	253,5
16.Диаметр впадин зубьев,мм	шестерни	71,25	71,25	71,25
	колеса	236,25	236,25	242,589
17.Межосевое расстояние, мм		160	160	163
18.Ширина зубчатого венца колеса, мм		64	64	49
19.Расчётная степень точности		9	9	9
20. Окружная сила, Н		4872,3	-	4871,136

Как видно из таблицы, значительных расхождений расчётных величин нет. Наибольший разброс значений наблюдается между данными, рассчитанными вручную или в «Восходе», и полученными в APM величинами (относительная погрешность до 10%). Различия в рассчитанных напряжениях, я думаю, появились из-за использования различных таблиц соотношений параметров материалов. К тому же APM и «Восход» не полностью учитывают особенности распределения нагрузки во времени, вид которой нельзя передать этим программам.

2.6. Расчет (выбор) подшипников и уплотнений

Проверяем подшипники, предварительно назначенные в пункте 2.3.

2.6.1 Подшипники выходного вала

Были назначены радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой узкой серии №211 с параметрами: динамическая грузоподъёмность C=34000 Н, статическая грузоподъёмность C₀=25600 Н, L_h – 20000 часов (по таблице 16.4[3]), t<100˚C.

Определим силы в зацеплении: F_t=2T/d=2·601,7/0,2425=4962,5 Н, F_a=F_t·tgβ=F_t·tg0˚=0 Н, F_r=F_t·tgα=F_t·tg20˚=1806,2 Н.

Расчёт на выносливость

(2.6.1),

Где с_д – динамическая грузоподъёмность подшипника (эквивалентная радиальная нагрузка, которую подшипник выдержит 10⁶ циклов при работе без отказа с вероятностью 90%);

P – эквивалентная нагрузка;

p – показатель степени (для шарикоподшипников равен 3);

a₁ – коэффициент надёжности (у нас равен 1);

a₂₃ – коэффициент работы (в нашем случае равен 1);

L – ресурс в миллионах оборотов.

P=(XVF_r+YF_a)·k_δ·k_t (2.6.2),

где V – коэффициент вращения кольца (в нашем случае равен 1);

X, Y – коэффициенты совместного влияния нагрузок;

k_δ – коэффициент безопасности (учитывает условия работы);

k_t – температурный коэффициент (для t<100˚C равен 1).

Ресурс в миллионах оборотов выражается через долговечность формулой:

(2.6.3)

Осевая нагрузка равна нулю, тогда по таблице 16.5[3] X=1, Y=0. По рекомендации к формуле 16.29[3] принимаем k_δ=1,4.

Рассчитаем эквивалентную нагрузку по (2.6.2): Р=(1·1·1806,2+0)·1·1,4=2528,7 Н. Найдём ресурс подшипника

(млн. оборотов). Отсюда динамическая грузоподъёмность подшипника

Условие С_д<[С_д]=С_{паспортное}=34000 Н выполняется, значит, увеличивать серию по ширине не придётся.

Проверка на статическую грузоподъёмность не проводится из-за большой окуружной скорости на валах.

2.6.2 Подшипники входного вала

Были назначены радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой узкой серии №205 с параметрами: динамическая грузоподъёмность C=14000 Н, статическая грузоподъёмность C₀=6950 Н, L_h – 20000 часов (по таблице 16.4[3]), t<100˚C.

Определим силы в зацеплении: F_t=2T/d=2·50,9/0,064=1590,6 Н, F_a=F_t·tgβ=F_t·tg0˚=0 Н, F_r=F_t·tgα=F_t·tg20˚=578,9 Н.

Коэффициенты X, Y, k_δ, k_t, а₁, а₂₃ для формул (2.6.1) и (2.6.2) остаются прежними. Рассчитаем эквивалентную нагрузку по формуле (2.6.2): Р=(1·1·578,9+0)·1,4·1=810,5 Н. Найдём ресурс подшипника

(млн. оборотов). Отсюда динамическая грузоподъёмность подшипника

Условие С_д<[С_д]=С_{паспортное}=14000 Н выполняется, значит, увеличивать серию по ширине не придётся.

2.6.3 Подшипники промежуточного вала

Были назначены также радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой узкой серии №207 с параметрами: динамическая грузоподъёмность C=20100 Н, статическая грузоподъёмность C₀=13900 Н, L_h – 20000 часов (по таблице 16.4[3]), t<100˚C.

Определим силы в зацеплении: F_t=2T/d=2·188,8/0,0775=4872,3 Н, F_a=F_t·tgβ=F_t·tg0˚=0 Н, F_r=F_t·tgα=F_t·tg20˚=1773,4 Н.

Коэффициенты X, Y, k_δ, k_t, а₁, а₂₃ для формул (2.6.1) и (2.6.2) остаются прежними. Рассчитаем эквивалентную нагрузку по формуле (2.6.2): Р=(1·1·1773,4+0)·1,4·1=2482,7 Н. Найдём ресурс подшипника

(млн. оборотов). Отсюда динамическая грузоподъёмность подшипника