Проектирование привода (мощность электродвигателя - 2,2 кВт, частота вращения диска питателя - 10 об/мин)

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х по ГОСТ 4543 – 70.                          По таблице 8.8 из [1] назначаем для колес термообработку: улучшение HB 250, sв=850 МПа, sт =650 МПа, зубьям шестерён - азотирование поверхности HRC 50..59 при твердости сердцевины HRC 26..30, sв=1000Мпа, sт =800Мпа.

4.2 Определение допускаемых напряжений.

4.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений.

По таблице 8.9 из [1] для колес обеих ступеней

    

          MПа для шестерён:

  MПа

Коэффициент безопасности возьмем из таблицы 8.9 из [1]   Sн=1.2      Число циклов напряжений определяется по формуле (8.65) из [1] при с=1;

   ;                    

где  с- число зацеплений зуба за один поворот колеса (с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым); -  частота вращения вала;  - суммарный срок службы в часах, называемый ресурсом передачи;  L- срок службы; Кгод,Ксут -годичный и суточный  коэффициенты.  

[A1]  По формуле 8.64 из [1]

  ;

 

где  Кне=0.25 - коэффициент режима работы

N_H01=N_H03 = 10⁸ циклов; N_H02=N_H04 = 10⁷ циклов

- суммарное число циклов перемен напряжений;

Так как ;, то смотри формулу 8.61 из [1]:

K_HL =      

где - коэффициент долговечности. Он учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передач, а также возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач при .;

N_H0- базовое число циклов напряжения.

Nне- эквивалентное число циклов до разрушения при расчетном напряжении.

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле 8.55 из [1]

Принимаем []=648МПа

Принимаем []=640МПа

4.2.2Определение допускаемых напряжений изгиба.

По таблице 8.9 из [1] для колес обеих ступеней:

            ;            MПа для шестерён:

 ;   MПа

Определяем [sF] по формуле (8.67) из [1].

   

где KFE = 0.14 – коэффициент режима работы

NF0 =4        

Сравнивая NFE и N_F0, отмечаем, что для колеса второй ступени . Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получим и для них . При этом для всех колес передачи       

где S_F=1.75 - коэффициент безопасности, K_FC-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, K_FL-коэффициент долговечности.

.

4.3 Определение допускаемых напряжений при кратковременной перегрузке

4.3.1 Определение предельных контактных напряжений

По таблицы 8.9 из [1] предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней:

      MПа

Для шестерён обеих ступеней:

    ;    MПа

4.3.2 Определение предельных напряжений изгиба

Предельные напряжения изгиба для колес обеих ступеней:

         МПа

Для шестерён обеих ступеней:

  Mпа

4.4 Расчет второй ступени редуктора

Вначале рассчитываем вторую косозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

4.4.1 Определение межосевого расстояния

         Предварительный расчет выполняем по формуле:

где    Ka =43-вспомогательный коэффициент

U =4-передаточное число

- коэффициент ширины венца колеса

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки

По ГОСТ   6636-69      принимаем     аw=125мм 

Модуль зацепления

По ГОСТ 9563 – 70 принимаем m = 2мм

Ширина венца колеса

Угол наклона зуба

Суммарное число зубьев

Принимаем z_S = 123

Число зубьев шестерни и колеса

z₄ = z_S - z₃ = 123 – 25 = 98

4.4.2  Геометрические параметры передачи

Шестерня:

d₃ = z₃ / cosb = 25/ cos10.26=50.81 мм

d_a3 = d₃ + 2 = 50,81 + 2=54.81 мм

d_f3 = d₃ - 2.4 = 50,81 - 2.4= 46,01 мм 

b3 =b4 +3=50+3=53мм

Колесо:

d₄ = z₄ / cosb = 96/ cos10.26 = 199,18 мм

d_a4 = d₄ + 2= 199,18+2 = 203,18 мм

d_f4 = d₄ -2.4 = 199,18- 2.4= 194,38 мм

Силы зацепления зубчатых колес:

4.4.3 Проверочный  расчёт передачи на контактную выносливость

Степень точности 9 – D ГОСТ 1643 – 71

где   K =376 - вспомогательный коэффициент

K_Ha = 1,13 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hb = 1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки

K_HV = 1,01 - коэффициент динамической нагрузки

s_Н = 626 МПа < [s_H] = 640 МПа

Эквивалентное число зубьев

Коэффициент формы зуба

Y_F3 =3,88

Y_F4 = 3,6

4.4.4  Проверочный  расчёт передачи по напряжениям изгиба

где   K_Fa = 1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fb = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_FV = 1,04 - коэффициент динамической нагрузки

Y_b = 1 - b/140 = 1 – 10,26/140 = 0, 93 - коэффициент угла наклона зуба

Работоспособность передачи обеспечена[A2] 

4.5 Расчет первой ступени редуктора

4.5.1  Определение межосевого расстояния

         Предварительный расчет выполняем по формуле:

где    Ka = 43- вспомогательный коэффициент

U = 5- передаточное число

- коэффициент ширины венца колеса

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки

По ГОСТ   6636-69      принимаем     аw=90мм 

Модуль зацепления:

По ГОСТ 9563 – 70 принимаем m = 2мм

Ширина венца колеса:

Угол наклона зуба:

Суммарное число зубьев:

Принимаем z_S = 116

Число зубьев шестерни и колеса:

z₂ = z_S - z₁ = 116 – 19 = 97

4.5.2  Геометрические параметры передачи

Шестерня:

d₁ = z₁ / cosb = 19/ cos14.835=29.48 мм

d_a1 = d₁ + 2 = 29,48 + 1.5=32.48 мм

d_f1 = d₁ - 2.4 = 29,48 - 2.4= 26,24 мм 

b1 =b2 +3=27+3=30мм

Колесо:

d₂ = z₂ / cosb = 97/ cos14.835 = 150,52 мм

d_a2 = d₂ + 2= 150,52+1.5 = 153,52 мм

d_f2 = d₂ -2.4 = 150,52- 2.4= 146,92 мм

Силы зацепления зубчатых колес:

4.5.3 Проверочный  расчёт передачи на контактную выносливость

Степень точности 9 – D ГОСТ 1643 – 71

где   K =376 - вспомогательный коэффициент

K_Ha = 1,11 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hb = 1 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки

K_HV = 1,02 - коэффициент динамической нагрузки

s_Н = 590.6 МПа < [s_H] = 648 МПа

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент формы зуба:

Y_F1 =4,025

Y_F2 = 3,6

4.4.4  Проверочный  расчёт передачи по напряжениям изгиба

где   K_Fa = 1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fb = 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_FV = 1,055 - коэффициент динамической нагрузки

Y_b = 1 - b/140 = 1 – 14,835/140 = 0, 89 - коэффициент угла наклона зуба

Работоспособность передачи обеспечена[A3] 

5 Расчет открытой конической передачи

5.1 Выбор материалов для передачи выбираем для изготовления колеса и шестерни сравнительно недорогую легированную сталь 40Х по ГОСТ 4543 – 70. По таблице 8.8 из [1] назначаем для колеса термообработку: улучшение HB 250, sв=850 МПа, sт =550 МПа, для шестерни: улучшение HB 270, sв=950 МПа, sт =700 МПа.

5.2 Определение допускаемых напряжений

5.2.1  Определение допускаемых контактных напряжений.

По таблице 8.9 из [1]:

    

 MПа

 Mпа

Коэффициент безопасности возьмем из таблицы 8.9 из [1]   Sн=1.1      Число циклов напряжений определяется по формуле (8.65) из [1] при с=1;

где  с- число зацеплений зуба за один поворот колеса (с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым); -  частота вращения вала;  - суммарный срок службы в часах, называемый ресурсом передачи;  L- срок службы; Кгод,Ксут -годичный и суточный  коэффициенты.  

[A4]  По формуле 8.64 из [1]:   

где  Кне=0.25 - коэффициент режима работы

N_H01 = 10⁶ циклов; N_H02 = 10⁷ циклов

    

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле 8.55 из [1]:

5.2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба.

По таблице 8.9 из [1]:

                  

  MПа

 MПа

Определяем [sF] по формуле (8.67) из [1].           

где KFE = 0.14 – коэффициент режима работы

NF0 =4        

Сравнивая NFE и N_F0, отмечаем, что для шестерни , =>  

5.3 Определение геометрических размеров передачи

Делительный диаметр определяем по формуле:[A5] 

  мм где u - передаточное отношение, Т- момент, [s_н] - допускаемое контактное напряжение, К_Hb= 1(для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями) - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, (для прямозубых конических колес) – коэффициент вида конических колес.

Принимаем de = 450 мм

Углы делительных конусов:

   

;

Внешнее конусное растояние:

 мм

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

 мм где  yR = 0.285 – коэффициент ширины венца

Внешний окружной модуль:

  ,

  

где  = 0.85(для прямозубых колес) – коэффициент вида конических колес, KFb = 1(для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями) - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Принимаем me = 3.9(значение модуля в открытых передачах увеличивают на 30% из-за повышенного износа зубьев)

Число зубьев шестерни и колеса:

;

Фактическое передаточное число:

По таблице 4.6 [2] выбираем коэффициент смещения инструмента:

xe1= 0.39

xe2= -xe1= -0.39

Делительные диаметры колес:

мм

мм

Диаметры вершин:

     

Диаметры впадин:

5.4 Проверочный расчет передачи

5.4.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям.

где  - окружная сила в зацеплении, = 1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1.05 - коэффициент динамической нагрузки.

5.4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

где Y_F1=3.55; Y_F2=3.65 - коэффициент формы зуба, - коэффициент, учитывающий наклон зуба, = 1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, =1.13 - коэффициент динамической нагрузки.

Условия прочности соблюдаются.[A6] 

7 Расчет валов и его опор

7.1 Расчет тихоходного вала

Выполняем проектный  расчет тихоходного вала и его опор (смотри