Привод транспортера

 
 
 

   2.2 Определение допускаемых напряжении

   2.2.1 Определение допускаемых  контактных напряжений

   Допускаемые контактные напряжения (МПа) для шестерен и зубчатых колес определяется по формуле [1, c. 12]

                 (2.1)

   где  – предел контактной выносливости, МПа;

           –коэффициент долговечности;

          – коэффициент, учитывающий влияние  шероховатости сопрягаемых

         поверхностей;

          – коэффициент, учитывающий влияние  окружной скорости;

             – коэффициент запаса прочности.

   Для определения  контактных напряжений необходимо рассчитать неизвестные нам параметры

   Предел контактной выносливости вычисляется по эмпирической

   формуле в зависимости от материала и  термообработки. Согласно [1, табл.2.2, с 13]:     

                      =      (2.2)

   Подставим значение твердости, получим:

   

= 2 ∙ 250 + 70 = 570 МПа

   Для зубчатых колес с однородной структурой материала  согласно [1, c.13] принимаем = 1,1

   Коэффициент долговечности  учитывает влияние ресурса [2, c.170]:

                      , 1≤ ≤ 2,6 (2.3) 
 

   где  – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

           – ресурс передачи.

   Параметр  NHG определяется по формуле [1, c.13]:

                            , ≤ 12∙10  (2.4)

   Подставим значения:

   

 

   Для определения  ресурса передачи воспользуемся  зависимостью [2, c.171]:

                             (2.5)

   где  n – частота вращения, об/мин;

               – число вхождений в зацепление зуба за один оборот колеса; в

                   соответствии с кинематической схемой редуктора = 1 для всех 

                зубчатых колес и шестерен;

               – относительное время работы с нагрузкой , ч;

         i – количество режимов работы с различной нагрузкой;

          – суммарное время работы привода, ч.

   Суммарное время работы привода  определяется по формуле:

                             (2.6)

   где   L – число лет работы, L = 4 года ;

          - коэффициент годового использования  передачи;

           – коэффициент суточного использования передачи.

   Коэффициент годового использования передачи вычисляется  по формуле:

                 (2.7)

   Определим :

   

   Коэффициент суточного использования передачи  определяется так:

                 (2.8) 

   Подставим значения:

   

   Теперь  по формуле (2.6) определим суммарное время работы привода :

   

= 365 ∙ 24 ∙ 0,84 ∙ 0,33 ∙ 4 = 9713,09 ч

   Мы  можем рассчитать ресурс передачи , для шестерни и колеса соответственно по формуле (2.5):

   

                        

   

   

 

   По  формуле (2.3) определим коэффициент долговечности и для шестерни и колеса соответственно:

   

   

   Так как  и имеют значения, по величине <1, то заменим:

   

 = =1

   Зубчатые  передачи проектируемого редуктора  могут быть отнесены к передачам  общего машиностроения, не требующим  высокой точности: поэтому предварительно назначим для них степень точности 8. В соответствии с [1, c.13] для всех колес и шестерен принимаем = 0,9. Коэффициент для всех зубчатых колес предварительно назначим = 1

   Так как = =1, то для шестерни и зубчатого колеса выполняется следующая зависимость:

   

= =

   По  формуле (2.1) определим контактные напряжения :

   

МПа 
 
 

   2.2.2 Определение допускаемых  напряжений изгиба

    Допускаемые напряжения изгиба (МПа) для шестерен и зубчатых колес определяется по формуле [1, c. 14]:

                 (2.9) 

   где   - предел выносливости, МПа;

           – коэффициент долговечности;

           – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопрягаемых 

                   поверхностей;

            – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения

                   нагрузки;

        

             – коэффициент запаса прочности.

   Предел  выносливости вычисляется по эмпирической формуле [1, табл.2.3, с.14]:

                = 1,75  (2.10) 

   Подставим значение твердости и получим:

   

= 1,75 ∙ 250 = 437,50 МПа

   Для зубчатых колес согласно [1, c.15] принимаем = 1,7

   Коэффициент долговечности  учитывает влияние ресурса [2, c. 174]:

                , 1≤ ≤   (2.11)

   где    – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;      

          = 4∙10 ;

             – эквивалентный ресурс передачи;

             = 4 и q=6 для улучшенных зубчатых колес.

   Эквивалентный ресурс передачи определяется по формуле [2, c. 174]:

                   (2.12)

   Рассчитаем  эквивалентный ресурс передачи и для шестерни и зубчатых колес соответственно:

   

                                           

   Рассчитаем  коэффициент долговечности и по формуле (2.11) для шестерни и зубчатых колес соответственно:

   

   

   Так как  значения и получились<1, то присвоим: 

   

= =1 

   В соответствии с [1, c.15], исходя из назначенной точности передач, принимаем = 0,9. Поскольку зубья передач испытывают одностороннее приложение нагрузки, коэффициент = 1.

   Рассчитаем  допускаемые напряжения изгиба по формуле (2.9),причем для шестерни и зубчатых колес они соответственно равны, то есть:

   

МПа 
 
 

   2.3 Проектировочный расчет зубчатой передачи

   Предварительное значение межосевого расстояния (мм) определяется по формуле [1, c.15]:

                   (2.13)

   где  К – коэффициент, зависящий от поверхности твердости зубьев; в

         соответствии  с [1, c.17] назначаем К = 10;

         

         – вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно

                 действующих), Н∙м.

   Вычислим  предварительное значение межосевого расстояния aw:

   

мм

   Окружная  скорость v (м/с) в зацеплении [1, c.17]:

                  (2.14)

   Рассчитаем  окружную скорость v:

   

м/с

   B соответствии с [1, c.17] назначаем степень точности: = 9(передачи низкой точности)

   Уточняем  значение межосевого расстояния по формуле  [1, c. 17]:

                   (2.15) где    = 450 для прямозубых колес:

        – коэффициент ширины;

        – коэффициент нагрузки;

        – допустимое контактное напряжение.

   Коэффициент ширины назначается из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор: при симметричном расположении = 0,315 – 0,5 

   B соответствии с [1, c.17] назначаем = 0,4

   Коэффициент нагрузки KH в расчетах на контактную прочность [1, c.17]:

      

                            (2.16)

   где    – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

            – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

           нагрузки по длине контактных линий;

            – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

           нагрузки в связи с погрешностями изготовления.

   Значение  коэффициента выбираем в соответствии с [1, табл.2.6, с.18]:    = 1,03

   Коэффициент определяем по формуле:

                = 1 + ( - 1)     (2.17)

   где    – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения     

           нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы;

            – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

   Значение  коэффициента принимаем по [1, тадл.2.7, с.19] в зависимости от твердости зубьев, схемы передачи и значения коэффициента :

                = 0,5 ( + 1)   (2.18)