Проектирование привода цепного конвейера

3.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3 [2]):

- для шестерни: сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 285.5

- для колеса: сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 248.5

Допустимые контактные напряжения (стр. 13 [2]), будут:

[s]H = ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2 [2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

sH lim b = 2 x HB + 70.

sH lim(шестерня) = 2 x 230 + 70 = 582.73 Мпа;

sH lim(колесо) = 2 x 210 + 70 = 515.45 Мпа;

SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

ZN = ,

где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

NHG = 30 x HBср 2.4 Ј 12 x 107,

NHG(шест.) = 30 x 2302.4 = 2.3·10⁷,

NHG(кол.) = 30 x 2102.4 = 1.7·10⁷,

NHE = mH x Nк

- эквивалентное число циклов.

Nк = 60 x n x c x tS

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.;

- nшест. = 709,36 об./мин.;

- nкол. = 177,34 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс

- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=6,5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=24 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,85 - коэффициент годового использования;

- kс=0,6 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 x 6,5 x 0.85 x 24 x 0,6 = 33507 ч.

G принимаем ZN(шест.) = 1

ZN(кол.) = 1. проектный привод передача вал

ZR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1…1,15.

Предварительное значение межосевого расстояния:

aw' = K x (U + 1) x

где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

aw' = 10 x (2,5 + 1) x = 166,88мм.

Окружная скорость Vпредв.:

Vпредв. = = =0,2 м/с.

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 x Vпредв.0.1 = 0.85 x 0,20.1 = 0.87.

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [s]H1 = = 582.73 Мпа;

для колеса [s]H2 = = 515.45 Мпа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[s]H = [s]H2 = 515.45 Мпа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15 [2]), будут:

[s]F = ,

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7;

YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = ,

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 x 106.

NFE = mF x Nк

- эквивалентное число циклов.

Nк = 60 x n x c x tS

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.;

- nшест. = 143,2 об./мин.;

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

tS = 365 x Lг x C x tc x kг x kс

- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=6,5 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=24 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,85- коэффициент годового использования;

- kс=0,6 - коэффициент суточного использования.

tS = 365 x 6,5 x 1 x 24 x 0,85 x 0,6 = 33507 ч.

Принимаем YN(шест.) = 1

YN(кол.) = 1

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16 [2]).

Допустимые напряжения изгиба:

[s]F1 = = 150,59 Мпа;

По таблице 2.5 [2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18 [2]):

aw = Ka x (U + 1) x ,

где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv x KHb x KHa,

где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6 [2]);

KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHb определяют по формуле:

KHb = 1 + (KHbo - 1) x KHw.

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHbo предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:

ybd = 0.5 x yba x (U + 1) =0.5 x 0,4 x (2,5 + 1) = 0,7.

По таблице 2.7 [2] KHbo = 1,02. KHw = 0,26 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8 [2]). Тогда:

KHb = 1 + (1,02-1) x 0,26 = 1,005.

Коэффициент KHa определяют по формуле:

KHa = 1 + (KHao - 1) x KHw,

KHao - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:

KHao = 1 + 0.06 x (nст - 5) =1 + 0.06 x (9-5) = 1,24.

KHa = 1 + (1,24-1) x 0,26 = 1,0624.

В итоге:

KH = 1,06 x 1,005 x 1,0624 = 1,132.

Тогда:

aw = 450 x (2,5 + 1) x мм.

Принимаем ближайшее значение aw по стандартному ряду: aw = 160 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = = = 228 мм.

Ширина:

b2 = yba x aw = 0,4 x 160 = 64 мм.

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1 [2]): b2 = 64 мм.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax » = = 5,37 мм.

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

mmin = ,

где Km = 3.4 x 103 - для прямозубых передач; [s]F - наименьшее из значений [s]F1 и [s]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv x KFb x KFa.

Здесь коэффициент KFv = 1,11 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9 [2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KFb = 0.18 + 0.82 x KHbo = 0.18 + 0.82 x 1,02 = 1,0164.

KFa = KHao = 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,11 x 1,0164 x 1,24 = 1,4.

mmin = = 1,72 мм.

Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 3,5.

Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o.

Суммарное число зубьев:

ZS = = = 91.

Число зубьев шестерни:

z1 = і z1min = 17 (для прямозубой передачи).

z1 = = 26.

Принимаем z1 = 26.

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 і 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0.

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = ZS - z1 = 91-26 =65.

Фактическое передаточное число:

Uф = = = 2,5.

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0 %, что не более, чем допустимые 4 % для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 3,5 x (65 + 26) = 160 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения:

y = = = 0.

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

d1 = = = 91 мм.

d2 = 2 x aw - d1 = 2 x 160-91 = 229 мм.

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 x (1 + x1 - y) x m = 91 + 2 x (1,5 + 0-0) x 3,5 = 101,5 мм.

df1 = d1-2 x (1.25 - x1) x m = 91-2 x (1.25-0) x 3,5 = 82,25 мм.

da2 = d2 + 2 x (1 + x2 - y) x m = 229 + 2 x (1,5 + 0-0) x 3,5 = 239,5 мм.

df2 = d2-2 x (1.25 - x2) x m = 229-2 x (1.25-0) x 3,5 = 220,25 мм.

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчётное значение контактного напряжения:

sH = Ј [s]H,

где Zs = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:

sH = 505,88 Мпа Ј [s]H = 515,45 Мпа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft = = = 5956 H;

радиальная:

Fr = = = 2168 H;

осевая:

Fa = Ft x tg(b) = 1112,24 x tg(0o) = 0 H.

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса:

sF2 = Ј [s]F2,

в зубьях шестерни:

sF1 = Ј [s]F1.

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

zv1 = = 26

zv2 = =65.

По табл. 2.10 [2]:

YFS1 = 3,9

YFS2 = 3,615.

Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Yb = 1 - = 1 - = 1.

Для прямозубой передачи для 9-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

sF2 = = 188 Мпа Ј [s]F2 = 255,81 Мпа.

sF1 = = 203 Мпа Ј [s]F1 = 255,81 Мпа.

4. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи