Расчет и проектирование привода для пластинчатого конвейера (стр. 4 из 10)

(2.11)

Н

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

(2.12)

где

- коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):

(2.13)

Н

Напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле (с. 23 [2]):

(2.14)

где

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с.16 [2]), =1,1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с.16 [2]),

=1,44;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

b - ширина колеса, мм;

- торцовый модуль передачи, мм;

F_t – окружная сила, Н;

- коэффициент вида конических колес, =1(с. 20[2]).

МПа

Напряжение изгиба в зубьях шестерни определим по формуле (с. 23 [2]):

(2.15)

где

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,65;

- напряжение изгиба на колесе, МПа.

МПа

Так как [σ]_F1=370 МПа, [σ]_F2=370 МПа и σ_F1=277,688 МПа, σ_F2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1

σ_F1 , [σ]_F2

σ_F2 , то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

Проверяем зубья колес по контактным напряжениям по формуле (с.26 [2]):

(2.16)

где

-коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, =1,45(с.26 [2]);

- коэффициент вида конических колес, =1,3 (с. 26[2]).

МПа

Определяем, погрешность

% (2.17)

%=1,8%

Колеса перегружено на 1,8%.

2.8 Вывод

При определении погрешности передаточного числа, получили Δi= 1,2% , что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.

Так как [σ]_F1=370 МПа, [σ]_F2=370 МПа и σ_F1=277,688 МПа, σ_F2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]_F1

σ_F1 , [σ]_F2

σ_F2, то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.

В результате расчетов определили, что

1,8% перегрузки. Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 % недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.

3 Расчет промежуточной прямозубой цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Задача

Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.

3.2 Расчетная схема

Рисунок 2.1 – Расчетная схема зацепления колес

3.3 Данные для расчета

Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.

Таблица 3.1 - силовые и скоростные параметры для расчета промежуточной передачи

/Параметр	Р, кВт	Т, Н·м	ω, с-1	n, об/мин	i
2 вал	6,576	54,2	121,4	1160	4,24
3 вал	6,312	220,1	28,68	274

3.4 Условие расчета

Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.

3.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1].Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).

Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20—30 единиц Бринеля выше, чем колеса.

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);

колесо—улучшение: НВ 280;

шестерня—улучшение: НВ 250.

Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле (3.9 [1])

, МПа (3.1)

где σ_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таблица 3.2 [1])

σ_нlimb=2НВ+70 (3.2)

для колеса σ_н1limb=2·280+70=630н/мм²;

для шестерни _σ_н2limb=2·250+70=570 н/мм².

- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают = 1

[п]_Н — коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [п]_Н = 1,1—1,2, принимаем [п]_Н = 1,15

[σ]_н1=

МПа

[σ]_н2=

Мпа

Принимаем наименьшее значение [σ]_н =495,65 Мпа

Допускаемые напряжения на изгиб определяем по формуле

[σ]_Fa=1,03·HB (3.3)

[σ]_F1=1,03·280=288,4 МПа

[σ]_F2=1,03·250=257,5 МПа

3.6 Проектный расчет передачи

Важнейшим геометрическим параметром редуктора является межосевое расстояние, которое необходимо для определения геометрических параметров колес.

1. Определяем межосевое расстояние по формуле (с.11 [2]) :

(3.4)

- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43, для прямозубых — =49,5;