Расчет привода скребкового транспортера

     σ_Н1lim1= σ_Н1limb1*K_HL1,

    здесь предел контактной выносливости соответствующий  базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3,17)

     σ_Н1limb1=2 HB₁+70=2*265+70=600 МПа

     Коэффициент долговечности 

     K_HL1= ;

     Где базовое число циклов перемены напряжений

     N_H01=1,8*10⁷

     Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

     N_He1=N_∑1=60n₁t_ч =60*975*25000=1,425*10⁸

     Отношения N_He1/N_H01=1,425*10⁸ /1,8*10⁷>1, поэтому коеффициэнт долговечности определяем по формуле K_HL1=

     Т.е. K_HL1= =0,917

     Принимаем K_HL1=0,9

     Предел  контактной выносливости σ_Н1lim1=600*0,9=540 МПа,

     Коеффициэнт безопасности для зубьев с однородного  материала.

     Коеффициэнт, учитывающий шероховатость сопряженных  поверхностей (табл. 3,18) z_R=0,95. Коеффициэнт учитывающей окружную скорость z_V=1,0.

     Допускаемое контактное напряжение для шестерни     

     [σ_Н1]=(540/1,1)*0,95*1,0=466 МПа

7. Допускаемое контактное напряжение для колеса

[σ_Н2]= (σ_Н1lim2/S_H2)*z_R*z_V 

     Предварительно  находим предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

     σ_Н1lim2= σ_Н1limb2*K_HL2

     где предел контактной выносливости, соответствующей  базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3,17)

     σ_Н1limb2=2HB₂+70=552 МПа;

     коеффициэнт долговечности 

     K_HL2=N_H02/N_He2;

     Здесь базовое число циклов перемены напряжений N_H02=1,7*10⁷; эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений:

     N_HE2=N_∑2=60n₂t_ч=60*(975/4)*25000=3,65625*10⁹

     Отношение N_HE2/ N_H02=3,65625*10⁹/1,7*10⁷>1, поэтому коеффициэнт долговечности определяется по формуле

     K_HL2= ;

     Т.е. K_HL1=

     Следовательно σ_Н1lim2=552*0,8=442 МПа

     Коеффициэнт безопасности для зубьев с однородной структурой материалов S_H2=1,1. Коеффициэнт учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев z_R=0.95. коеффициэнт учитывающий окружную скорость z_V=1,0. Допускаемое контактное напряжение для колеса

     [σ_Н2]=(442/1,1)*0,95*1,0=382 МПа

8. Допускаемое контактное напряжение передач[σ_Н]=0,45*([σ_Н1]+ [σ_Н2])=0,45*(466+382)=382 МПа

     Проверяем условия [σ_Н]=382 МПа [σ_Нmin]=1.23*382=470

     Т.е. условие выполнено, поэтому принимаем  допускаемое контактное напряжение передачи [σ_Н]=382 МПа

     9. допускаемое контактное напряжение  при расчете на действие максимальной  нагрузки для шестерни

     [σ_НМ1]=2,8σ_t=2.8*600=1680 МПа

     Для колеса

     [σ_НМ2]=2,8σ_t=2,8*552=1546 МПа

     10. расчет передачи на контактную выносливость:

     Вычисляем начальный диметр шестерни (табл. 3,13).

     d_w1= ;

     Предварительно  определяем величины необходимые для расчета.

     Номинальный крутящий момент на шестерни

     T_H1=9550*10³*(N/n)=9550*10³*(18.3/975)=179244 H*mm

     Ориентировочная окружная скорость

     ν=0,0125*

     При данной скорости требуется степень точности зубчатых колес. Коеффициэнт учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К_Нα=1,13. Коеффициэнт ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор (табл. 3,15)

     ψ_d=(0.7…0.9) ψ_dmax=0.7*1.6=1.12

     проверяем условие ψ_dmax= K*(π/z₁*lgβ). Принимаем К=2; угол наклона β=16º; расчетное число зубьев шестерни z₁=z_1min+2=16+2=18

     соответственно  ψ_d = 2*(π/18*0.28674)=1.21

     коеффициэнт учитывающий форму сопряженных  поверхностей

     z_n=1.76*cosβ=1.69

     коеффициэнт учитывающий суммарную длину  контактных линий 

     z_E=

     где коеффициэнт торцового перекрытия

     Еα=[1.88-3.2*(1/z₁+1/z₂)]*cosβ=[1.88-3.2*(1/18+1/72)]*cos16º=0.4

     Cсоответственно

     Z_E= =1.5

     Начальный диаметр шестерни

     d_w1= =115,678

     модуль  зацепления

     m=d_w1*cosβ/z₁=115.678*cos16º/18=6.154

     Пересчитываем начальный диаметр

     d_w1=mz₁/cosβ=6*18/0.9612=115.243

     определяем  расчетную окружную скорость при  начальном диаметре шестерни d_w1=115.243 mm

     V=π* d_w1*n₁/60*1000=π*115.243*975/60*1000=5.88 м/с

     Уточняем  по скорости V=5.88 м/с коеффициэнты входящие в формулу К_HV=1.16 (табл. 3,16) ;K¹_Hα=0.99(рис. 3,13); z_V=1.01 (рис. 3,1.7).

     Уточняем  начальный диаметр шестерни

     d¹_w1= d_w1* =115.243*

     по  уточненному начальному диаметру d_w1находим модуль зацепления

     m¹= d¹_w*cosβ/z₁=115.195*0.9612/18=6.151мм

     ширина  зубчатого венца при ψ_d=b_w/d_w1 =1.21 мм (табл. 3,1)

     b_w=ψ_d*d_w1=1.21*115.195=139.386 мм

     принимаем b_w=140 мм

     12. проверочный расчет зубьев на  контактную прочность при действии  максимальной нагрузки .

     Расчетное напряжение от максимальной нагрузки:

     σ_НМ=σ_Н [σ_НМ].

     Где действующее напряжение при расчепте на контактную выносливость (табл. 3,13)

     σ_Н=z_n z_m z_e * =

     =1.69*275*1.5*  

      < [σ_Н]=382/

     Расчетное контактное напряжение от максимально нагружено σ_НМ=382* =540 МПа<[σ_НМ].

     Эквивалентное число зубьев, шестерни и колеса:

     Z_v1=z₁/cos³β=18/(0.9612)³=20

     Z_V2=z₂/cos³β=72/(0.9612)³=81

     Коэффициент учитывающие форму зуба шестерни и колеса (рис. 3.18);

     Y_F1=4,13; Y_F2=3,6.

     Коэффициент учитывающий влияние наклона  зуба на его напряженное состояние  Y_β=1-β^º/140=1-16/140=0.89

     Расчетная идеальная нагрузка

     W_Ft=(2*T_F1/d_w1*b_w)*K_Fα*K_Fβ*K_FV

     Где коеффициэнт учитывающий распределения  нагрузки между зубьями:

     K_Fα=4+(Eα-1)(n-5)/4*Eα=4+(0.4-1)(9-5)/4*0.4=1.

     здесь K_Fβ=1.16;K_FV=1.1;

     соответственно 

     W_Ft=2*179244/115.243*140=290 Н/мм.

     Напряжение  изгиба в зубьях шестерни

     σ_F1=Y_F1*Y_β*W_Ft/m [ σ_F1]

     σ_F1=4,13*0,89*(290/6)=178 МПа [ σ_F1]=272 МПа

     σ_F2= σ_F1*( Y_F2/ Y_F1)=178*(3,6/4,13)=155,157 МПа

     Проверочный расчет при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки.

       σ_FМ= σ_F*(Т_М/Т₁) [ σ_FМ]

     Напряжение  изгиба при расчете на выносливость:

     для зубьев шестерни σ_F1=178 МПа

     для зубьев колеса σ_F2=155 МПа

     Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки:

     для зубьев шестерни

     σ_FМ1=178*2=356 МПа [ σ_FМ1]=727 МПа

     для зубьев колеса

     σ_FМ2=155*2=310 МПа [ σ_FМ2]=661 МПа

     Принимаем окончательные параметры передачи:

     z₁=18, z₂=72, m=6, β=16º, b_W=140 мм, d_W1=115,243 мм,

     d_w2=m*z₂/cosβ=6*72/cos16º=449,4 мм.

     Определяем  межосевое расстояние:

     a_W=0,5m*(z₁+z₂)/cosβ=0,5*6*(18+72)/0,9612=280,899 мм

     Принимаем межосевое расстояние a_W=281 мм 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4. Расчет валов на контактную прочность

     Цилиндрическое  прямозубое зацепление

Составляем  усилия в зацеплении: для выходного вала

    R_AX=F_t/a=> F_t=2T₂/ d_w2=2*668000/

                                          /112=1193 Н

                                          R_AX=1193/62,5=19 H/мм

                                          F_r= F_t*tg16=434,21 H

                                          R_BX=R_AX, R_AY=434,21/62,5=6,95

                                          H/мм, R_BН=R_AY

                                          M_И=√1193²+434,21²=1269,5 Н 
 

     М_пр1=√0²+(α*Т₁)² =√0²+(0,6*668000)²=400800 Н*мм

     М_пр2=√1269,5²+(0,6*668000)²=400802,4 Н*мм

     α=[ σ_-1]/ [ σ₀]=90/150=0,6