1.4 Составление таблицы исходных данных

Таблица исходных данных позволяет начать проектирование с любого элемента кинематической схемы привода.

При расчете P₁ за мощность электродвигателяпринимается номинальная расчетная – Pр н ,полученная по формуле:

где: T – номинальный вращающий момент на ИМ, кНм;

η₀ – общий КПД привода;

ω – угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с.

№ валов	ni , (об/мин)	Pi , (кВт)	Ti , (Н∙м)
1
2
3

Проверка правильности расчетов

; ;

; ;

где: ^T – номинальный вращающий момент на ИМ, Н∙м; Погрешность составляет 2.6% (меньше 5%), что допустимо.

2. Расчет закрытой передачи

Исходные данные: 𝑇₁ = 105.732 Н∙м – вращающий момент на шестерне; 𝑛₁ = 280 об/мин- частота вращения шестерни; 𝑛₂ =

187 об/мин-частота вращения колеса; 𝑈Р=5- передаточное число.

Выбор твердости, термической обработки и материала колес. В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления.

Вал с шестернею будет изготовлен из улучшенной стали и закалённой ТВЧ 40ХН:

𝜎_в = 980 МПа, 𝜎_т = 750 Мпа, HRC₁ = 51

Колесо будет изготовлено из улучшенной стали и закалённой ТВЧ 40ХН, но более низкой твердости чем для шестерни:

𝜎_в = 980 МПа, 𝜎_т = 750 Мпа, HRC₂ = 51

Допускаемые контактные напряжения [𝜎]𝐻1 для шестерни и [𝜎]𝐻2 для колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:

[𝜎_Н] = 𝜎_{Н 𝑙𝑖𝑚} ∙ 𝑍_𝑁 ∙ 𝑍_𝑅 ∙ 𝑍𝑣/𝑆_𝐻

где: 𝑆_𝐻 – коэффициент запаса прочности

𝑍_𝑁– коэффициент долговечности;

𝑍_𝑅– коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;

𝑍𝑣– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

𝜎_{Н 𝑙𝑖𝑚}– предел контактной выносливости.

Предел контактной выносливости 𝜎Н 𝑙𝑖𝑚 вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твёрдости (HB_ср или HRC_ср) на поверхности зубьев.

Согласно таблице для нашей стали формула нахождения контактной выносливости выглядит следующим образом:

𝜎_{Н 𝑙𝑖𝑚}=17∙HRC_{э ср}+200

где HRC_{э ср} - средняя твердость на поверхности зуба (шестерни HRC_{э ср1} и HRC_{э ср2} колеса)

Отсюда найдем предел контактной выносливости шестерни 𝜎_{Н 𝑙𝑖𝑚1} и колеса 𝜎_{Н 𝑙𝑖𝑚2} :

Минимальные значения коэффициента запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала 𝑆_𝐻 = 1,1. Принимаем S_H = 1.2 ;

Коэффициент долговечности 𝑍_𝑁 учитывает влияние ресурса. Принимаем Z_N = 1.

Число 𝑁_𝐻𝐺 циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхности зубьев:

𝑁_𝐻𝐺 = 30 ∙ 𝐻𝐵^2,4

где 𝐻𝐵^2,4 – среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни и колеса в единицах HB.

𝑁_𝐻𝐺 = 30 ∙ 495^2,4 = 8.794 ∙ 10⁷

Ресурс 𝑁_𝑘 передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^–1 , и времени работы L_h ч:5

𝑁_𝑘 = 60 ∙ 𝑛 ∙ 𝑛₃ ∙ 𝐿_ℎ

где 𝑛₃ – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым)

В общем случае суммарное время L_h (ч) работы передачи вычисляют по формуле:

𝐿ℎ = 𝐿 ∙ 365𝐾год ∙ 24𝐾сут,

где L – число лет работы;

𝐾год – коэффициент годового использования передачи (𝐾год ≤ 1);

𝐾сут – коэффициент суточного использования передачи (𝐾сут ≤ 1).

𝐿_ℎ = 5 ∙ 365 ∙ 0,8 ∙ 24 ∙ 0,6 = 21024 ч

Отсюда найдем ресурс шестерни и колеса по формуле:

𝑁_𝑘 = 60 ∙ 280 ∙ 1 ∙ 21024 = 353.2032 ∙ 10⁶

В соответствии с кривой усталости напряжения 𝜎_Н не могут иметь значений меньших 𝜎_{Н 𝑙𝑖𝑚}. Поэтому при 𝑁_𝑘 >𝑁𝐻𝐺 принимают 𝑁_𝑘 =𝑁𝐻𝐺.

Для длительно работающих быстроходных передач 𝑁_𝑘 ≥𝑁𝐻𝐺 и, следовательно

𝑍_𝑁=1.

Коэффициент 𝑍_𝑅, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости (Z_R= 1...0,9). Большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям (Ra = 0,63... 1,25 мкм).

Отсюда Z_R= 0,95. Принимаем значение Z_v =1.

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

Допускаемых напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса [𝜎_𝐹1,2] определяются по общей зависимости:

где 𝜎_{𝐹 𝑙𝑖𝑚} – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;

𝑌_𝑁 – коэффициент долговечности;

𝑌_𝑅 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

𝑌_𝐴 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

𝑆_𝐹-коэффициент запаса прочности Предел выносливости 𝜎_{𝐹 𝑙𝑖𝑚} вычисляют по эмпирическим формулам, принимаем равным 1.7.

Минимальные значения коэффициента запаса прочности:

𝑆_𝐹 = 1,7.

Коэффициент долговечности 𝑌_𝑁 учитывает влияние ресурса:

Где 𝑞 = 6 – для улучшенных зубчатых колес; 𝑁_𝐹𝐺 = 4 ∙ 10⁶ .

Для длительно работающих быстроходных передач 𝑁_𝑘 ≥ 𝑁𝐹𝐺 следовательно, 𝑌_𝑁=1.

Коэффициент 𝑌_𝑅, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают 𝑌_𝑅 = 1.

Коэффициент 𝑌_𝐴 учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки 𝑌_𝐴 = 1.

Допускаемые напряжения изгиба по формуле: