Расчет электромеханического привода ленточного конвейера. Кинематическая схема привода. График режима нагружения

Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

2.1. Определение допускаемых контактных напряжений, геометрический расчет тихоходной  ступени ( червячная передача ).

Для червячной передачи принимаем следующие материалы:

- червяк – сталь 40Х с термохимической обработкой до твердости выше HRC45 со следующим шлифованием или полированием;

-  червячное колесо – бронза БрАЖ 9-4Л.

Ориентировочный расчет скорости скольжения:

V_s^* = 4,8×10^-4×n₂×=4,8×10^-4×146×=1,29 м/c.

Определяем межосевое расстояние передачи:

;

где Т₃ – крутящий момент на червячном колесе,

k_H=1,1 – коэффициент нагрузки;

 - допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса,

=300-25×V_s^* =300-25×1,29=268 Мпа – для бронзы.

мм, принимаем мм.

Согласно ГОСТу 2144-76 для червячной передачи с передаточным числом U₂=18, межосевым расстоянием мм, числом витков червяка z₁=2 и числом зубьев червячного колеса z₂=36 принимаем следующие значения параметров передачи:

- модуль червячной передачи – m =12,5 мм;

- коэффициент диаметра червяка – q =8,0;

- коэффициент смещения – х =+0,400.

Геометрические размеры червячной передачи

Делительный диаметр червяка

мм.

Делительный диаметр червячного колеса

мм.

Начальный диаметр червяка

мм.

Условный угол обхвата витка червяка и зуба червячного колеса

106°15¢37²

Начальный угол подъема линии витка

12°48¢15¢¢.

Скорость скольжения

 м/c.

Диаметры вершин:

- витков червяка

мм;

- зубьев червячного колеса

мм.

Диаметры впадин:

- витков червяка

мм;

- зубьев червячного колеса

мм.

Наибольший диаметр червячного колеса

мм.

Длина ненарезанной части червяка

мм , где с₁=11, с₂=0,1- числовые коэффициенты, зависящие от числа заходов червяка и коэффициента смещения, Δ_шл=35 мм- поправка на шлифовку витков.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 b₁=220 мм.

Ширина венца червячного колеса

мм,

Принимаем по ГОСТ 6636-69 b₂=90 мм.

КПД червячного  зацепления

Определяем силы, действующие в зацеплении

- окружная сила   F_Tч=2T₃/d₄=2·2376/390=12200 H=F_Xк ;

- радиальная сила  F_Rч=F₄tga=12200·tg20°=6260 H = F_Rк;

- осевая сила F_Tч=2T₂/d_W3=2·165/90=3670 H= F_Tк .

Расчет зубьев червячного колеса на контактную выносливость

, где Е_пр – приведенный модуль упругости

Е_пр=2Е₃Е₄/(Е₃+Е₄), где  Е₃ – модуль упругости для материала червяка, Е₃=2,15·10⁵ Н/мм² – для стали;

Е₄ – модуль упругости для материала зубчатого колеса, Е₄=0,95·10⁵ Н/мм² – для бронзы.

Е_пр=2·2,15·0,95·10¹⁰/((2,15+0,95)·10⁵)=1,32·10⁵ Н/мм²;

[s_н] – допускаемое напряжение контактной выносливости,

, где К_HL – коэффициент долговечности

, где базовое число циклов переменных напряжений для червячного колеса,;

расчетное число циклов переменных напряжений

где коэффициент эквивалентности режима нагрузки

, где параметры режима нагружения (по графику).

, так как , то принимаем ;

s_пр – табличное значение контактной выносливости для зубьев червячного колеса,

s_пр=260 МПа,

МПа

< 260 МПа.

Расчет зубьев червячного колеса на выносливость по напряжениям изгиба

;

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_J:

Z_J=Z₄/(cos³g)=107/(cos³(14°02¢10¢¢))=117, следовательно Z_J=2,06;

e - коэффициент, учитывающий ослабление зуба в результате износа, e=1,0 – для закрытых передач;

[s_F] – допускаемое напряжение изгиба,

, где К_FL – коэффициент долговечности

, где базовое число циклов переменных напряжений для червячного колеса,;

расчетное число циклов переменных напряжений

где

коэффициент эквивалентности режима нагрузки.

,

, так как , то принимаем ;

s_пр – табличное значение напряжения при изгибе для зубьев червячного колеса,

s_пр=88 МПа,

МПа,

 МПа.

Тепловой расчет червячной передачи.

Тепловой расчет обуславливается тем, что при работе передачи значительная энергия тратиться на трение,  в процессе которого происходит тепловыделение. Смазывающие свойства масла при нагреве резко ухудшаются и возникает опасность заедания  передачи. В целях предотвращения этого вида повреждения  производят тепловой расчет.

, где t_в – температура воздуха вне корпуса, t_в=20°С – в цеховых условиях;

Р₃ – мощность на червяке

Р₃=F_Xч·=12200·0,15=1830 Вт;

h- кпд редуктора, h=,078;

К_T – коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения, К_T=15 Вт/(м²·°С) – при незначительной шероховатости наружных стенок, хорошей циркуляции воздуха вокруг корпуса и интенсивном перемешивание масла;

А – площадь поверхности охлаждения редуктора,

 м²;

[t_м] – допускаемое значение температуры масла, [t_м]=80 °С;

.

Сводная таблица параметров быстроходной ступени:

	Z4=36	Z3=2	U2=18
d3=80 мм	d4=360 мм	da3=100 мм	da4=390 мм
b3=131,6 мм	b4=75 мм	=0,15 м/c	FRк=FRч=6260 Н
FTк=FXч=12200 Н	МПа	МПа	tм=20°C
FХк=FTч=3670 Н	Мпа	МПа	[tм]=80°C

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений,межосевого расстояния быстроходной  ступени (цилиндрическая прямозубая передача)

Принять для шестерни сталь 40ХН после с термообработкой улучшением, твердость

290 НВ c пределом контактной выносливости

МПа,

S_H, где коэффициент долговечности передачи;

S_H-коэффициент безопасности, S_H=1,2;

,где

базовое число циклов переменных напряжений,  (по таблице для стали с HB>200 после улучшения);

расчетное число циклов переменных напряжений

где время работы передачи в часах;

коэффициент эквивалентности режима нагрузки.

 часов,

;

, так как , то принимаем .

 МПа.

Для колеса принимаем сталь 40ХН,улучшенную с HB 265:

МПа,

,

 (по таблице для улучшенных колес),

,

 следовательно ,

Мпа.

Для дальнейших расчетов принимаем МПа.

Выбор коэффициента относительной ширины зубчатого венца

т.к. шестерня расположена относительно опор несимметрично и твердость колес менее 350.

Определение межосевого расстояния:

где предварительное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца,  (по таблице в зависимости от НВ<350 и несимметричного расположения колес относительно опор);

числовой коэффициент, определяемый линией зуба,  ( для прямозубых передач),

мм.

Принимаем мм.

Определение предварительного значения модуля передачи

мм

По ГОСТ 9563-60 округляем до ближайшего стандартного и принимаем  m=2,5.

Суммарное число зубьев передачи:

Определение числа зубьев шестерни и z₂:

z₁=z_S/(U₁+1)=128/(5+1)=21,3,

z₂=z_S-z₁=128-21,3=106,7.

Принимаем  z₁=21, z₂=107.

Определение фактического передаточного числа U_ф:

U_ф=z₂/z₁=106,7/21,3=5,1.

Геометрический расчет быстроходной ступени

Делительный диаметр шестерни:

мм.

Делительный диаметр колеса:

мм.

Диаметры вершин шестерни и колеса:

 мм,

 мм.

Диаметры впадин шестерни и колеса:

 мм,

мм.

Высота зубьев:

 мм.

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни:

мм,

Принимаем  мм.

мм.

Окружная скорость в зацеплении:

м/с.

Окружное усилие в зацеплении:

 Н.

Радиальное усилие в зацеплении:

Н.

Уточнение коэффициента нагрузки:

где коэффициент,учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 

( для прямозубых передач );

 коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями,;

коэффициент динамической нагрузки,

Расчет контактной выносливости передачи

 , 

Мпа < 490Мпа.

Расчет зубьев цилиндрической передачи на выносливость при изгибе