Привод ленточного конвейера

Требуемая долговечность  передачи в часах [2, c.8] :

L_h = 365×24 k_Гk_Ch = 365×24×0,4×0,4×5 = 8212,6 ч,

где  k_Г = 0,4 – коэффициент годового использования;

       k_С = 0,4 – коэффициент суточного использования;

       h = 5 лет – срок службы передачи  в годах.  

Для выбранной марки  стали и ТО шестерни

[σ]_{Hlim 1} = 17∙HRC_{э ср} + 200 = 17∙48 + 200 = 1016 МПа.

Для выбранной  марки стали и ТО колеса

[σ]_{Hlim 2} = 2∙HB_ср + 70 = 2∙246 + 70 = 562 МПа.

Минимальные значения коэффициента запаса прочности для  зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно закаленных) S_H = 1,1; для зубчатых колес с поверхностным упрочнением S_H = 1,2.

Для выбранной  ТО шестерни (улучшение и закалка  ТВЧ) принимаем S_{H 1} = 1.2.

Для выбранной  ТО колеса (улучшение) принимаем S_{H 2} = 1.1.

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса      (1)

Число N_HG циклов, соответсвующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев [1, стр. 13]:

Переведенная  средняя твердость поверхности  зубьев для выбранного материала  шестерни равна 451 HB.

N_{HG 1} = 30∙451^2,4 = 70405590.

Для колеса

N_{HG 2} = 30∙246^2,4 = 16464600.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:

N_k = 60nn_зL_h,

где n_з - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым). [1, стр. 13]

 

В общем случае суммарное время L_h (в ч) работы передачи вычисляют по формуле

L_h = L365K_год24K_сут,

где L - число лет  работы; K_год - коэффициент годового использования передачи; K_сут - коэффициент суточного использования передачи.

Число зацеплений n_з и для колеса и для шестерни в данном случае равно 1.

L_h = 5 ∙ 365 ∙ 0.4 ∙ 24 ∙ 0.4 = 7008, ч.

 

 

 

 

Быстроходная  ступень

Для шестерни:

N_{k ш} = 60 ∙ 920.61 ∙ 1 ∙ 7008 = 387098092.8.

Т.к. N_{k ш} > N_HG, то принимаем N_{k ш} = N_HG = 70405590. [1, стр. 13]

Z_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 ∙ 158.18 ∙ 1 ∙ 7008 = 66511526.4.

Т.к. N_{k кол} > N_HG, то принимаем N_{k кол} = N_HG = 16464600. [1, стр. 13]

Z_{N кол} = 1

Тихоходная  ступень

Для шестерни:

N_{k ш} = 60 ∙ 158.18 ∙ 1 ∙ 7008 = 66511526.4.

Z_{N ш} = 1.0095280054

Для колеса:

N_{k кол} = 60 ∙ 158.18 ∙ 1 ∙ 7008 = 66511526.4.

Т.к. N_{k кол} > N_HG, то принимаем N_{k кол} = N_HG = 16464600. [1, стр. 13]

Z_{N кол} = 1

 

1.3.3 Допускаемые  контактные напряжения на сопротивление  усталости

 

Принимаем Z_R как для шестерни так и для колеса равным 0,9.

Принимаем Z_V как для шестерни так и для колеса равным 1,05

как удовлетворяющее  в большинстве случаев.

Для шестерни:

[σ]_H1 = [σ]_HlimZ_{N ш}Z_RZ_V/S_H = 807.72 МПа.

Для колеса:

[σ]_H2 = [σ]_HlimZ_{N кол}Z_RZ_V/S_H = 482.81 МПа.

 

Допскаемое напряжение [σ]_H для цилиндрических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни [σ]_H1 и колеса [σ]_H2. [1, стр. 14]

Принимаем минимальное  допускаемое напряжение

[σ]_H = 482.81 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

1.3.4  Коэффициенты расчетной нагрузки  при расчете по контактным 

                             напряжениям

По ГОСТ 21354-87 [2, c.12] :

К_Н = К_АК_НVK_HbK_Ha,               (1.9)

где  К_А – коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки; К_А = 1 ;

 К_НV  - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

 K_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций :

        – для цилиндрической передачи [2, c.14]

K_Hb = 1 + (K_Hb⁰ – 1) K_HW,         (1.10)

где K_Hb⁰ – начальное (до приработки) значение коэффициента K_Hb [2, c.16];

       K_HW – коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c.16];

   K_Ha - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями:

– для цилиндрической косозубой передачи [2, c.17]

K_Ha = 1 + (K_Ha⁰ – 1) K_HW,          (1.11)

где K_Ha⁰ – начальное значение до приработки зубьев:

при Н₁ и Н₂ > 350 НВ

K_Ha⁰ = 1 + 0,15 (n_ст – 5) £ 1,6,            (1.12)  

где n_ст – число степени точности передачи по нормам плавности.

В таблице 1.8 приведены  величины коэффициентов рабочей  ширины зубчатых венцов К_be,  y_ba, y_bd  по рекомендациям [2, c.13, 14].

Таблица 1.8 – Коэффициенты, y_ba, y_bd

Параметры	Ступень редуктора
	быстроходная	тихоходная
Тип передачи   Схема [2, рисунок 4.1 ] Коэффициенты yba Передаточное  число  u Коэффициент ybd	цилиндрическая  косозубая   4 yba = 0,31 (Н1 > 350 НВ) 6.5  0,5yba(u + 1) = 0,9	цилиндрическая  косозубая   6 yba = 0,31   (Н2 > 350 НВ) 4.25 0,5yba(u + 1) = 0.7

 

     Расчет коэффициентов, входящих в формулу (1.9) выполнен в таблице 1.9.

Таблица 1.9 – Коэффициенты расчетной нагрузки К_Н

Наименование   параметра	Источник	Ступень   редуктора		Примечание
		Б.ст. – цилиндрич.	Т.ст. – цилиндрич.
1 Частота вращения  n1,  мин-1	табл.1.4	158	35.15
2 Момент  Т1,  Н×м	табл.1.4	42.3	187
3 Скоростной коэффициент СVm (CV)	[2, c.14]	1950	1950
4 Окружная скорость  vm  (v) , м/с	[2, c.14]	0.73	0.35
5 Степень точности	[2, c.14]	9	9
6 Твердость зубьев             средняя по Виккерсу   HVmin	табл.1.5	Н1>350 НВ;  Н2<350 НВ 500
7 Коэффициент КНV	[2, c.15]	1,01	1,01
8 Коэффициент KHb0	[2, c.16]	1,15	1,12
9 Коэффициент KHW	[2, c.17]	1.02	0,74
10 Коэффициент KHb	(1.10)	1.039	1,03
11 Коэффициент KHa0¢ ,	(1.12)	2	1,45	Н2>350 НВ
12 Коэффициент KHa	(1.11)	1,26	1,26
13 Коэффициент KH	(1.9)	1,34	1,3

 

1.3.5  Расчет  цилиндрической передачи (Б.ст.)

1.3.5.1  Межосевое расстояние  косозубой цилиндрической передачи  с внешним зацеплением из условия  сопротивления контактной усталости  активных поверхностей зубьев [2, c.19] :

 a_W ¢ = 43 (u + 1) [ T₂K_Hβ / (y_bau²s_НР² )]^1/3                 (1.13)

a_W ¢ = 79.82мм.

Принимаем  a_W  = 80 мм.

      1.3.5.2  Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, c.10] :

s_FР1 = 0,4s_Flimb1⁰Y_N1,       (1.14)

где  s_Flimb1⁰- базовый предел изгибной выносливости зубьев [2, c.11].  Предполагая m_n £ 3 мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь s_Flimb1⁰ = 550 МПа; 

        Y_N1 – коэффициент долговечности при изгибе.  Так как N_FE1 > N_Flim, то Y_N1= 1,0.   s_FР1 = 0,4×550×1 = 220 МПа.

1.3.5.3  Параметры цилиндрической  передачи [2, c.20], [3, c.4] представ-лены в таблице 1.10.

Таблица 1.10 –  Параметры быстроходной ступени редуктора

Наименование  параметра	Формула,  источник	Результат
1  Ширина зубчатого  венца, мм : b2¢ = bW¢              принято: колеса  b2 = bW                            шестерни b1  (принято)	ybaaW   1,1b2	22.2 22 24.2 (25)
2  Модуль, мм :  минимальный    mmin¢                                принято  m	3500T1(u + 1) / (aWbWsFР1) ГОСТ 9563-60	1,1 2
3  Минимальный  угол наклона зубьев bmin ,˚	arcsin (4m / bW)	20.11
4  Суммарное  число зубьев           zS¢ ;                         округление     zS	2aWcosbmin / m до целого числа	75.12 75
5  Фактический  угол наклона зубьев b	arccos [zS m / (2aW)]	20.21’50”
6  Числа зубьев :     шестерни         z1¢                        принято           z1 _                    колеса              z2	zS / (u + 1)   zS – z1	9.74 10 65
7  Фактическое  передаточное число  u	z2 / z1	6.5
8  Диаметры  окружностей при x1 = x2 = 0, мм
– делительных шестерни  d1	m z1 / cosb	22,53
колеса  d2	m z2 / cosb	137,47
– вершин зубьев         dа1	d1 + 2m	26,53
dа2	d2 + 2m	141,47
–впадин зубьев            df1	d1 – 2,5m	17,54
df2	d2 – 2,5m	132,53
9  Окружная скорость                  v,  м/с	p d1n1 / 6×104	0.85

 

1.3.6  Расчет цилиндрической передачи (Т.ст.)

1.3.6.1  Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [2, c.19] :

 a_W ¢ = 43 (u + 1) [ T₂K_Hβ / (y_bau²s_НР² )]^1/3                 (1.15)

a_W ¢ = 119 мм.

Принимаем  a_W  = 120 мм.

      1.3.6.2  Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, c.10] :

s_FР1 = 0,4s_Flimb1⁰Y_N1,       (1.16)

где  s_Flimb1⁰- базовый предел изгибной выносливости зубьев [2, c.11].  Предполагая m_n £ 3 мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь s_Flimb1⁰ = 550 МПа; 

        Y_N1 – коэффициент долговечности при изгибе.  Так как N_FE1 > N_Flim, то Y_N1= 1,0.   s_FР1 = 0,4×550×1 = 220 МПа.

1.3.6.3  Параметры цилиндрической передачи [2, c.20], [3, c.4] представ-лены в таблице 1.11.

 

 

Таблица 1.11 – Параметры тихоходной ступени редуктора

Наименование  параметра	Формула,  источник	Результат
1  Ширина зубчатого  венца, мм : b2¢ = bW¢              принято: колеса  b2 = bW                            шестерни b1  (принято)	ybaaW   1,1b2	31.7 32 35.2 (36)
2  Модуль, мм :  минимальный    mmin¢                                принято  m	3500T1(u + 1) / (aWbWsFР1) ГОСТ 9563-60	1,85 2.5
3  Минимальный  угол наклона зубьев bmin ,˚	arcsin (4m / bW)	14,4085
4  Суммарное  число зубьев           zS¢ ;                         округление     zS	2aWcosbmin / m до целого числа	76.21 76
5  Фактический  угол наклона зубьев b	arccos [zS m / (2aW)]	18,1829 18.11'41"
6  Числа зубьев :     шестерни         z1¢                        принято           z1 _                    колеса              z2	zS / (u + 1)   zS – z1	13.88 14 62
7  Фактическое  передаточное число  u	z2 / z1	4.42
8  Диаметры  окружностей при x1 = x2 = 0, мм
– делительных шестерни  d1	m z1 / cosb	37.90
колеса  d2	m z2 / cosb	161.66
– вершин зубьев         dа1	d1 + 2m	43.34
dа2	d2 + 2m	166.66
–впадин зубьев            df1	d1 – 2,5m	314.65
df2	d2 – 2,5m	155.41
9  Окружная скорость                  v,  м/с	p d1n1 / 6×104	0,28