Привод ланцюгового конвеєра

3. Розрахунок швидкохідної ступені редуктора

 (косозубої передачі).

 

3.1. Кінематична схема передачі та вихідні дані для її розрахунку

Кінематична схема передачі

 

Рис 3.1.

 

Таблиця 3.1.

Вихідні дані для  розрахунку передачі

Пара-          метри          №вала	N,кВт		М, Нм	Ud	Uзаг
2	64.37	38	1694	4	53.7
3	61.8	9.5	6505.26

 

 

3.2. Вибір матеріалу і визначення допустимих напружень.

  3.2.1. Матеріали зубчатих коліс.

Для вирівнювання довговічності шестерні та колеса, зменшення ймовірності заїдання та кращого припрацювання твердість зубів шестерні необхідно вибирати більшою, ніж твердість колеса: НВ_ш=НВ_к+(20...50).

Так як до габаритів передачі не накладаються жорсткі вимоги, то для виготовлення зубчатих коліс, із [6], приймаємо матеріали для шестерні - сталь 50, для колеса - сталь 40. Параметри матеріалів зубчатих коліс зводимо в таблицю 3.2.

Таблиця 3.2.

Матеріали зубчатих коліс

	Матеріал	Термообробка	Допустимі напруження,σT МПа	Твердість, НВ
Шестерня	Сталь 50	Нормалізація	380	180
Колесо	Сталь 40	Нормалізація	340	154

 

3.2.2. Допустимі контактні напруження.

де - границя контактної витривалості поверхні зубців, відповідно базовому числу циклів зміни напружень:

S_H - коефіцієнт безпеки (запасу міцності), враховує вид термообробки та характер навантажень, приймаємо S_H =1.1, [6];

К_НL - коефіцієнт довговічності, що враховує час служби та режим навантажень передачі;

К_НE - коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження, із [6], табл. 1.1, для середнього режиму приймаємо К_НE =0.185.

Визначаємо кількість  робочих годин:

,

де  - строк служби в роках, = 3 років;

- число робочих днів в році, = 250 днів;

- число змін, = 3;

- тривалість зміни, =8 год;

 год.

Сумарне число циклів навантаження зубів за весь час служби передачі

, тоді

, тоді

3.2.3. Допустимі напруження при згині.

де - границя витривалості поверхні зубців при згині, відповідно базовому числу циклів зміни напружень , [6]:

- коефіцієнт безпеки, із [2] приймаємо ;

К_FL - коефіцієнт довговічності, що враховує час служби та режим навантажень передачі;

K_FЕ - коефіцієнт інтенсивності режиму навантаження, із [6], табл. 1.1, для середнього режиму приймаємо K_FЕ =0.072.

,

,тоді 

 коефіцієнт реверсивності навантаження, [6].

3.2.4. Допустимі граничні контактні напруження.

3.2.5. Допустимі граничні напруження при згині.

3.3. Визначення геометричних розмірів.

3.3.1. Міжосьова відстань.

,

   де ψ_ва – відношення b_к/a_w і приймається вмежах 0.3...0.6, ст. 7, [6];

   k_а – коефіцієнт розподілення навантаженя по ширині вінця, k_а =4300 Па^-3 , ст. 7, [6];

   К_НВ – залежить від коефіцієнта ψ_вd , К_НВ=1.16, табл. 1.2, [6];

   ψ_вd  – відношення ширини до діаметра шестерні.

ψ_вd= b_к/d_ш=0.5×ψ_ва × (U+1)=0.5×0.45× (4+1)=1.125.

3.3.2. Визначення модуля зубів.

Приймаємо:

Згідно [6], табл. 1.3, приймаємо

3.3.3. Геометричний розрахунок передачі.

3.3.3.1. Міжосьова відстань.

3.3.3.2. Розміри шестерні:

• ділильний діаметр
• діаметр вершин зубів
• діаметр западин зубів
• ширина

     3.3.3.3. Розміри колеса:

• ділильний діаметр
• діаметр вершин зубів
• діаметр западин зубів

Геометричні розміри  передачі

 

Рис 3.2.

 

3.4. Перевірочний розрахунок передачі.

3.4.1. Розрахунок на контактну втомленість.

де - коефіцієнт, який враховує форму спряжених поверхонь зубів, для косозубих - , [6];

- коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалів зубчатих коліс, [6];

- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній спряжених зубів: для косозубих - , [6].

Колова швидкість:

Вибираємо 9 стeпінь точності.

Приймаємо: , [6] табл. 1.4.

Тоді:

=274 МПа не лежить в межах , умова виконується.

 

3.4.2. Розрахунок на контактну міцність. 

По каталогу для двигуна 

,умова виконуються.

 

3.4.3. Розрахунок на втомленість при згині.

де  - коефіцієнт форми зуба (вибирається із табл.1.7, [6]), по еквівалентному числу шестерні і коелса ;

- коефіцієнт перекриття зубів,  приймається,  , [6]

- коефіцієнт нахилу зубів, ;

- коефіцієнт,

де  - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами, приймаємо , табл.1.8, [6],

- коефіцієнт розподілу навантаження  по ширині вінця зубчастого  колеса, приймаємо із табл.1.9, [6] ,

- коефіцієнт динамічного навантаження, приймаємо із табл.1.10 , [6], табл.1.10;

- відповідно крутний момент, число зубів і ширина вінця  шестерні і колеса.

Розрахунок на втому  при згині для зубів шестерні і колеса рахується закінченим при

 

3.4.4. Розрахунок на міцність при згині.

Умова виконується.

 

3.5. Визначення сил в зачеплені.

Колова сила:

Радіальна сила:

 Осьова сила :

 

Схема сил в зачепленні

 

Рис 3.3.

					ПКЛ 07.07.00.00.00 ПЗ	Арк
Зм.	Арк.	№ Докум.	Підпис	Дата

 

					ПКЛ 07.07.00.00.00 ПЗ
Зм.	Арк.	№ Докум.	Підпис	Дата
Розробив		Ковальчук В.			Розрахунок  швидкохідної ступені редуктора (косозубої  передачі)	Літера	Аркуш	Листів
Перевірив		Стрілець О.Р.				н	1	5
Керівник						МЕФ, ОХВ-31
Н.контр
Затв.