125388 (Расчет редуктора привода конвейера), страница 2

Таблица 2.2

	Передача 1		Передача 2		Передача 3
z1	18		24		21
U	8		3,15		2
z2	144		75,60		42
m	2		5		8
aw	180		260		250
d1	40		125,3012		166,6667
d2	320		394,6988		333,3333
da1	44		135,3012		182,6667
da2	324		404,6988		349,3333
df1	35		112,8012		146,6667
df2	315		382,1988		313,3333
beta	25,84193		16,72594		0
bw1	75		50		71
bw2	70		45		64

2.1.2 Проверочный расчет передач

Уточнение расчетной нагрузки

Расчетная нагрузка на зубчатые колеса складывается из :

• полезной или номинальной нагрузки в предположении, что она распределяется по длине зубьев равномерно;

• дополнительной нагрузки, связанной с неравномерностью распределения номинальной нагрузки из – за погрешности изготовления и деформаций деталей передач.

Дополнительные нагрузки учитываются коэффициентом нагрузки при расчете на изгибную усталость [2, с. 31-34]:

Расчетная нагрузка

Дополнительная нагрузка в значительной степени определяется точностью изготовления передач.

Таблица 2.3

	Передача 1	Передача 2	Передача3
KFβ	1,5	1,1	1,1
KFV	1,05	1,02	1,01
ψbd	0,9	0,4	0,4
KF	1,575	1,122	1,11
Ft,кН	3200	7350	20000
Ftp,кН	5040	9000	22000

Проверочный расчет фактических изгибных напряжений

Фактические напряжения изгиба σ_F, Н/мм², в опасных сечениях основания зубьев шестерен определяют по формулам:

для цилиндрических передач [2, с.34-35], значения всех коэффициентов [2, с.16-19]

Фактические напряжения изгиба в опасном сечении зуба колеса определяют по упрощенной зависимости

Таблица 2.4

	Передача 1	Передача 2	Передача 3
YF1	4,12	3,85	4,12
YF2	3,75	3,73	3,75
Yβ	0,82	0,91	1
εα	1,73	1,73	1,65
KFα	0,73	0,67	1
σF1 , МПа	155	90	177
σF2 ,МПа	170	90	172

Проверочный расчет фактических контактных напряжений

Фактические контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев σ_F1, Н/мм², определяют по формулам:

для цилиндрических передач [2, с. 35-36]

Таблица2.5

	Передача 1	Передача 2	Передача 3
z1	18	24	21
zK	0,82	0,8	0,85
KHβ	1,35	1,07	1,07
KHV	1,06	1,03	1,01
KHα	1,15	1,15	1
U	8	3,15	2
σH , МПа	732	470	800

Допускаемые напряжения при проверочном расчете на изгибную выносливость

Согласно с [2, с.37-39]

Тогда необходимый предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений:

где получено ранее

S_F=1.7

Y_N-коэффициент долговечности, учитывающий изменение [σ_F] при числе

циклов нагружения, меньшем базового, Y_N=1

при N_FE > N_Flim,

при N_FEFlim(Y_Nmax=4 при q_F=6;Y_Nmax=2,5 при q_F =9);

N_Flim=4·10⁶-базовое число циклов напряжений;

N_FE=60cnL_hK_FE

Y_R-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зубьев, Y_R=1-для шлифования и зубофрезерования R_Z 40 (5,4кл);Y_R=1,05-полирование при цементации, ритроцементации, азотировании, закалке ТВЧ и т.д.;

Y_X=1,050-0,000125d-коэффициент, учитывающий чувствительность материала и конструкции напряжений;

Y_δ=1,082-0,172lg m-коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса

Таблица 2.6

	1 передача			2 передача					3 передача
	шестерня	колесо		шестерня	колесо			шестерня		колесо
[σF]	53.2	31.6		36	37.8			127.8		144
SF	1.7	1.7		1.7	1.7			1.7		1.7
c	1	1		1	1			1		1
YR	1.05	1.05		1.05	1.05			1.05		1.05
YN	1	1		1	1			1		1
qF	6	6		6	6			6		6
Lh	11520	11520		11520	11520			11520		11520
KFE	0,32	0,32		0,32	0,32			0,32		0,32
NFE	650*106	81,3*106		53*106	27*106			25*106		12*106
NFlim	4*106	4*106		4*106	4*106			4*106		4*106
Yδ	1,03	1,03		0,96	0,96			0,96		0,96
YX	1.045		1.01	1.03		0.99	1				1
σFlim	233		264,5	146,5		151,4	288,6				298

Допускаемые напряжения при проверочном расчете на контактную выносливость

Согласно с [2, с.39-41]

тогда необходимый предел контактной выносливости поверхностей

зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений N_Hlim

Z_N-коэффициент долговечности , учитывающий изменение [σ_Н]

при числе циклов нагружения, меньшем базового; Z_N=1 при N_HE>N_Hlim,

N_HE=60cnL_hK_HE

-коэффициент эквивалентности нагрузки, для типовой

диаграммы нагрузки

z=z_Rz_Vz_X;

Z_R-коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости

сопряженных поверхностей зубьев; z_R=1-7-й класс (R_a=1,25…0,63),

z_R=0,95-6-й класс (R_a=2,5…1,25),z_R=0,9-5-4-й класс(R_Z=40…10);

z_V-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

z_X- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса

Таблица 2.7

	1 передача	2 передача	3 передача
z	1	1	1
SN	1,2	1,2	1,2
NHlim	85*106	85*106	85*106
KHE	0,473	0,473	0,473
NHE	190*106	120*106	92*106
zN	0,74	0,83	1
σHlim , МПа	870	564	924

2.1.3 Выбор материалов зубчатых передач

Для однозначного выбора марки стали необходимо иметь следующую информацию [2, с.41-45]

1. Вид заготовки

Так как d_a ≤ 600 мм во всех передачах => принимаются кованные заготовки.

1. Конструкция шестерен

При d_a/ d_в ≤ 2 шестерню изготавливают заодно с валом (вал – шестерня), при d_a/ d_в >2 шестерня по экономическим соображениям выполняется съемной.

Передача 1: d_a/ d_в = 65/42 = 1,53 шестерня изготавливается заодно с валом.

Передача 2: d_a/ d_в =143/38 = 3,76 > 2 => шестерня съемная.

Передача 3: d_a/ d_в = 180/51 = 3,5 > 2 => шестерня съемная.

1. Толщина обода заготовки S, определяющая прокаливаемость сталей:

Данные полученные в результате расчетов заносим в таблицу 2.8

Таблица 2.8

	Sшестерни , мм	Sзубч.колеса , мм
Передача 1	22	12
Передача 2	43	30
Передача 3	54	48

Выбираем сталь 40 ХН

2.1.4 Конструирование зубчатых колес

Конструктивная форма колес зависит от их размеров, материала, а также от технологии производства заготовки и механической обработки.

Колеса с выполняют с дисками облегченной формы. Определим размеры конструктивных элементов дисковых колес, размеры которых приведены на рисунке

Рис.2. Эскиз цилиндрического зубчатого колеса при