Материал: Привод цепного конвейера

Из пяти предложенных программой вариантов расчета наиболее подходящей является первый вариант, т.к. масса редуктора по сравнения с другими вариантами меньше. Что является очень большим плюсом в проектировании и показателем рациональности.

Уточнение таблицы 1:

Таблица 5 - Силовые и кинематические параметры

Рисунок 4 - Геометрические параметры цилиндрической передачи

Геометрические параметры быстроходной передачи

Диаметр вершины зубьев:

шестерни:

колеса:

Диаметр впадин зубьев:

шестерни:

колеса:

Проверка вписывания передачи в заданное межосевое расстояние:

Геометрические параметры тихоходной передачи

Диаметр вершины зубьев:

шестерни:

колеса:

Диаметр впадин зубьев:

шестерни:

колеса:

Проверка вписывания передачи в заданное межосевое расстояние:

.

Проверочный расчет

Проверочный расчет тихоходной передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Цель расчета - определить фактическое напряжение в контакте для проверки условия прочности. Фактические напряжения могут отличаться от допускаемых вследствие уточнения геометрических размеров передачи и расчетных коэффициентов.

Уточнение коэффициента ш_bd:

Уточнение коэффициента K_Hв.

K_Hв1=1.1.

Окружная скорость в зацеплении, м/с,

Поскольку данная передача является передачей общего машиностроения, не требующая высокой точности, выберем 8 степень точности.

Перекрытие зубьев характеризуется коэффициентом торцевого перекрытия е_б и коэффициентом осевого перекрытия е_в.

Коэффициент торцового перекрытия вычисляется по формуле:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия:

е_г= е_б+ е_в=1,4+0.7=2,1.

Коэффициент K_Hб, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления примем (рисунок 3.3 учебного пособия):

K_Hб=1.08.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении определяется по формуле:

где W_HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм,

W_HV=д_H•g₀•V•,

где д_H - коэффициент, учитывающий влияния вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев (таблица 3.3 учебного пособия):

д_H=0,004,

g₀ - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса (таблица 3.4 учебного пособия):

g₀=56

Тогда:

Подставив в формулу получим:

Удельная расчетная окружная сила,

Коэффициент Z_е, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубой передачи с коэффициентом осевого перекрытия е_в<1:

Расчетное контактное напряжение определяется как:

где Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления (рисунок 3.4 учебного пособия):

Z_H=2.37,

Z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес:

Z_E=190,

Тогда подставив все коэффициенты в формулу, получим:

Уточнение допускаемых контактных напряжений:

где величина посчитана в пункте 2.1.3, а именно, следовательно, получим:

где Z_H1, Z_H2 - коэффициенты долговечности для шестерни и колеса, определяемые в зависимости от отношения N_HE1/N_Hlimb1 и N_HE2/N_Hlimb2;

N_Hlimbj - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса, N_Hlimbj=10⁸ циклов (рисунок 2.2 учебного пособия).

N_HEj - эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода по формуле:

N_HEj=м_HN_Уj,

где м_H - коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на контактную прочность. Так как номер режима I - тяжелый (таблица 2.2 учебного пособия), следует:

м_H=0.5,

N_Уj - число циклов нагружения колеса или шестерни на весь срок службы передачи:

N_Уj=60•c_j•n_j•t_У

где c_j - число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса, равное числу зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассматриваемым:

c_j=1,

n_j - частота вращения вала, на котором установлено рассматриваемое зубчатое колесо, n=126 мин^-1;

t_У - время работы (ресурс) передачи за весь срок службы привода, t_У=10500 ч.

N_У1=60•1•126•10500=7.9•10⁷;

N_HE1=7.9•10⁷•0,5=3.95•10⁷.

Тогда:

Откуда с учетом рисунка 5, учебного пособия найдем Z_H1:

Z_H1=1,2

Подставив в уравнение, получим:

Проверять колесо нет смысла, т.к. частота вращения шестерни превышает частоту вращения колеса, а твердость колеса и шестерни одинаковые.

Проверка выполнения условия:

921 (МПа) ? 1138.8 (МПа).

Следовательно, условие прочности выполнилось.

Проверочный расчет тихоходной передачи на выносливость зубьев по изгибу

Цель расчета - предотвращение усталостного излома зубьев у основания вследствие действия переменных напряжений изгиба.

K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

K_Fв=1.2

K_Fб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность, т.е.

K_Fб= K_Hб=1.08.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

где W_FV - удельная окружная сила при расчете на изгиб, Н/мм:

д_F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев, (таблица 3.3 учебного пособия).

д_F=0,006

Остальные величины входящие в формулы описаны в пункте 3.1.

Удельная расчетная окружная сила определяется по формуле:

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

где в - угол наклона зубьев.

Тогда:

Следовательно, из рисунка 3.6 учебного пособия:

Y_FS1=4.2; Y_FS2=3.82,

Расчет будем проводить для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое выбирается из сравнения отношений для колеса и шестерни:

где уFP - допускаемое напряжение изгибу, МПа, не вызывающие усталостного разрушения материала, определяется:

где у_Flimb=1265 МПа;

S_Fmin=1.7 - минимальный коэффициент запаса прочности;

Y_A=1 - коэффициент не реверсивной нагрузки на зуб;