Спроектировать привод к скребковому транспортеру

Теперь  уточняю передаточное число:

U = Z₂/Z₁ = 57/18 = 3,1667.

Отклонение  от стандартного значения составляет: 3,1667 – 3,15/3,1667∙100 = 0,53%, что допустимо, так как менее допустимых 4%. 

2.3. Углы делительных конусов колеса и шестерни и внешний окружной модуль. 

Зная передаточное число U определю сначала угол делительных конусов колеса.

Угол делительных  конусов колеса определяется по формуле:

á₂ = arctg U = arctg 3,1667 = 72,47461⁰ cos á₂ = 0,3011

Угол делительных  конусов шестерни равен:

á₁ = 90⁰ - á₂ = 90⁰ – 72,47461⁰ = 17,5539⁰. cos á₁ = 0,9534

Внешний окружной модуль для прямозубых конических колес определяется по формуле:

m_e = d_e2/Z₂ = 250/57 = 4,3860 мм.

Тогда окончательное  значение делительной окружности шестерни определю по формуле:

d_e1 = m_e∙Z₁ = 4,3860∙18 = 78,948 мм.

Отклонение  от стандартного значения составляет І78,948 – 79,4І/78,948∙100 = 0,57%, что допустимо, так как менее допустимых 2%. 

2.4. Внешнее конусное расстояние и ширина зубчатых венцов. Коэффициенты смещения инструмента для шестерни и колеса. 

Внешнее конусное расстояние R_e для прямозубого колеса определяется по следующей формуле:

R_e = m_e∙ /2 = 4,3860∙ /2 = 131,1 мм.

Тогда ширина зубчатых венцов найду по формуле:

в₁ = в₂ = К_ве∙ R_e = 0,285∙ R_e = 0,285∙131,1 = 37,36 мм. Приму в₁ = 37 мм.

где  К_ве = в/ R_e = 0,285 (см. МУ-2 стр.38).

Коэффициенты  смещения инструмента для шестерни Х₁ и для колеса Х₂ выбираются из таблицы (см. МУ-2 стр. 42 табл. 7.4)

- для шестерни  Х₁ = Х_е1 = 0,43

- для колеса  Х_е2 = -Х_е1 = -0,43. 

2.5. Диаметры окружностей вершин зубьев и средние модули. 

Диаметры  окружностей  вершин зубьев и средние  модули определяются по следующим зависимостям:

-для шестерни:

   d_ae1 = d_e1 + 2(1 + X_e1)∙m_e∙cosá₁ = 79 + 2(1 + 0.43)∙4,3860∙0,9534 = 90,96 мм;

- для колеса:

   d_ae2 = d_e2 + 2(1 + X_e2)∙m_e∙cosá₂ = 250 + 2(1 +(-0,43))∙4,3860∙0,3011 = 251,51 мм.

Средний окружной модуль для конических колес  с прямыми зубьями найду по следующей формуле:

m_m = 0,857∙m_e = 0,857∙4,3860 = 3,76 мм.

2.6. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки. 

Пригодность заготовки колеса:

D_ЗАГ = d_ae1 + 2∙m_e + 6 = 79 +8,8 + 6 = 94 мм

S_ЗАГ = 8 m_e = 8∙4,3860 = 35 мм.

Пригодность заготовок колес выполняется. ( см. МУ-2 стр.15 табл.4.1) 

2.7. Силы, действующие на валы конических зубчатых колес. 

Силы, действующие  на валы конических зубчатых колес  определяются по следующим зависимостям, показанным на рисунке 3:

 

Рисунок 3. Схема сил, действующих на валы конических зубчатых колес.

Сначала найду окружную силу на среднем диаметре d_m2 которая находится по формуле:

   F_t = 2∙T₂∙10³/ d_m2

где Т₂ – номинальный крутящий момент на валу колеса, равный 379 Нм;

     d_m2 – средний диаметр, который находится по формуле d_m2 = 0,857∙ d_е2 (см. МУ-2 стр.44)

     d_m2 = 0,857∙ d_е2 = 0,857∙250 = 214 мм.

Теперь  зная средний диаметр определяю окружную силу на среднем диаметре:

F_t = 2∙T₂∙10³/ d_m2  2∙379∙10³/214 = 3542 Н.

Теперь  нахожу осевую F_A1 и радиальную F_R1 силы на шестерне с прямыми зубьями, которые находятся по следующим формулам (см. МУ-2 стр. 44):

- осевая  сила F_A1 равна:

  F_A1 = F_t∙tgα∙sin á₁ = 3542∙0,364∙0,3016 = 389 Н

- радиальная  сила F_R1 равна:

  F_R1 = F_t∙tgα∙cosá₁ = 3542∙0,364∙0,9534 = 1229 Н.

По рисунку 3 видно, что осевая сила F_A2 и радиальная сила F_R2 на колесах равны следующему:

 F_А2 = F_R1 ;

 F_R2 = F_А1. 

 2.8. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям и проверка зубьев конических колес на изгибную выносливость. 

Условие контактной прочности описывается  уравнением:

s_Н = Z_H∙Z_M∙Z_ε∙√ω_nt∙√U² + 1/0,85∙ d_m1∙U < [s]_H, (см. МУ-2 стр. 46),

где  Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, равный для прямозубых зубьев Z_H = 1,77 (см. [1], стр. 44);

Z_M – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных колес Z_M = 275 МПа^1/2 (см. МУ-2 стр. 35);

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: для прямозубых колес Z_ε = 1;

ω_Нt – удельная расчетная окружная сила, которая находится по следующей формуле:

            ω_Нt = F_t∙K_Hβ∙K_Hν/b₁ = 5028∙1∙1.04/37 = 141 H/мм.

Теперь  зная все неизвестные параметры  определяю условие контактной прочности:

s_Н = Z_H∙Z_M∙Z_ε∙√ω_nt∙√U² + 1/0,85∙ d_m1∙U = 1,77∙275∙1∙∙√141∙√(3,15)² + 1/0,85∙ 79∙3,15 = 730 МПа < 912 МПа.

Из расчета  видно, что рассчетное напряжение s_Н не превышает допустимое напряжение.

Теперь  проведу проверку зубьев прямозубого  конического колеса на изгибную выносливость. Проверка зубьев прямозубого конического  колеса на изгибную выносливость рассчитывается по формуле:

s_F2 = 2,72∙K_F∙T₂∙10³∙Y_F2/d_e2∙b∙m_e∙ν_F,

где  K_F – коэффициент нагрузки, определяемый формулой K_F = K_Fα∙ K_Fν, где K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на изгиб (в зависимости от степени точности). K_Fα = 0,91 (см. МУ–2 стр. 36 табл. 6.5). K_Fν – коэффициент динамичности нагрузки K_Fν = 1,04 (см. МУ-2 стр. 29 табл.6.1). Значит K_F = K_Fα∙ K_Fν = 0,91∙1,04 = 0,95;

Y_F2 – коэффициент, учитывающий форму зуба колеса, принимаемый в зависимости от коэффициента смещения исходного контура Х и эквивалентного числа зубьев.

- для прямозубых  колес Z_ν2 = Z₂/cosá₂ = 57/0,3011 = 189.

  Z_ν1 = Z₁/cosá₁ = 18/0,9534 = 19. 

Затем по числу зубьев эквивалентного колеса принимаю значение коэффициента формы зуба (см. [2] стр. 67 рис. 5.9) Y_F2 = 3,67;  Y_F1 = 3,50

ν_F – коэффициент, учитывающий вид конической передачи, принимаемый для конических зубчатых колес с прямыми зубьями ν_F = 0,85.

Теперь  зная все неизвестные параметры  проведу проверку зубьев прямозубого  конического колеса на изгибную выносливость:

s_F2 = 2,72∙K_F∙T₂∙10³∙Y_F2/d_e2∙b∙m_e∙ν_F = 2,72∙0,95∙538∙10³∙3,67/250∙37∙4,3860∙0,85 = 148 МПа < 650 МПа.

Полученное  значение меньше допустимого.

Проверка  зубьев конических шестерен на изгибную выносливость производят по следующей формуле6

s_F1 = (Y_F1 /Y_F2) ∙s_F2

s_F1 = Y_F1∙s_F2/Y_F2 = (3,50∙/3,67)∙148 = 141 МПа.

  Проверкe конической передачи на кратковременную пиковую нагрузку производить не буду, так как эта проверка производится, если √Т_{2 ПИК}/Т₂ > 2 – при проверке на контактную прочность, и если Т_{2 ПИК}/Т₂ > 3 при проверке зубьев на изгиб, так как в моем случае √Т_{2 ПИК}/Т₂ < 2 и Т_{2 ПИК}/Т₂ < 3. Это легко проверить:

Т_{2 ПИК} = 9550∙P_ЭД∙Т_max∙U∙η/n_ЭД∙Т_НОМ = 9550∙5,5∙2,2∙3,15∙0,96/1445 = 242 Нм.

Т₂ = 9550∙ P_ЭД∙ U∙η/ n_ЭД = 9550∙5,5∙3,15∙0,96/1445 = 110 Нм.

√Т_{2 ПИК}/Т₂ = √242/110 = 1,5 Нм < 2;

Т_{2 ПИК}/Т₂ = 242/110 = 2,2 Нм < 3.

3. Расчет валов редуктора. 

  Валы – детали, вращающиеся в опорах, несущие на себе детали передач (колеса, муфты, звездочки и т. д. ), нагруженные силами, действующими на эти детали, и передающие крутящий момент. Начиная рассчитывать валы, я располагаю лишь значениями крутящих моментов, конусными расстояниями, диаметрами и шириной колеса и шестерни. Поэтому для начала выберу для своих заданных условий механические характеристики материалов валов (см. МУ-3 стр. 5 табл. 1.1. ), и исходя из технологических соображений (удобства изготовления и сборки), конструкцию вала. Полученные данные сведу в таблицу:

                        Таблица 3.1. Механические характеристики  материалов валов.