Проектирование привода ленточного транспортера. Имени академика М. Ф. Решетнева
 Скачать 1.37 Mb.
|
Расчет цилиндрических зубчатых передачВыбор материала передачи Расчет выполняем для прямозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом Т2 = 927,52 Н·м. В соответствии с рекомендациями прямозубой передачи и вращающем моменте материал колес передачи занесем в таблицу 2.1: Таблица 2.1 - Материал и твердость колеса и шестерни
Допускаемые напряжения Допускаемые контактные напряжения Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле 2.1 с учетом рекомендаций [1;25] [σ] = σН ∙  (2.1) Н  где: KHL – коэффициент долговечности𝐿 𝐿 = ≥ 1 (2.2)  где: NHE – число циклов нагружений 𝐿 = 60𝐿ℎ (2.3) где: n – частота вращения (шестерни или колеса), мин-1; Lh – общее время работы передачи, ч 𝐿ℎ = ∙ 365дней ∙ Кгод∙ 24 ч ∙ Ксут (2.4)
где: Т – срок службы передачи, лет; Кгод – коэффициент использования передачи в течение года; Ксут – коэффициент использования передачи в течение суток Допускаемое контактное напряжение для шестерни: [σ] = 17 HRCср+ 200 ∙  = 17 ∙ 52 + 200 ∙ 1,0 = 903МПа   Н1 𝐿 1,2  𝐿 = == 0,708 < 1 Исходя из расчетов, коэффициент долговечности получился меньше единицы, в таком случаи, принимаем его равным 1,0 𝐸 = 60𝐿ℎ = 60 ∙ 300,04 ∙ 26490,24 = 476 887 896,58 = 47,6 ∙ 107 𝐿ℎ = 6 ∙ 365 ∙ 0,70 ∙ 24 ∙ 0,72 = 26490,24 Допускаемое контактное напряжение для колеса: [σ] = 17 HRCср+ 200 ∙ = 17 ∙ 48 + 200 ∙ 1,0 = 846МПа  Н2 𝐿 1,2  𝐿 = == 0,892 < 1 Исходя из расчетов, коэффициент долговечности получился меньше единицы, в таком случаи, принимаем его равным 1,0 𝐸 = 60𝐿ℎ = 60 ∙ 75 ∙ 26490,24 = 119 206 080 = 11,9 ∙ 107 𝐿ℎ = 6 ∙ 365 ∙ 0,70 ∙ 24 ∙ 0,72 = 26490,24 Допускаемое напряжение для расчета передачи будет следующим: [σ]Н = [σ]2 = 846МПа
Допускаемые напряжения на изгиб Допускаемые напряжения изгиба для расчетов на прочность при длительной работе в постоянном режиме нагружения вычисляем раздельно для шестерни и колеса по зависимостям, аналогичным формулам для определения допускаемых контактных напряжение: σ = σF ∙ ∙  (2.5) 𝐿 𝐶  где: KFL – коэффициент долговечности для закаленных зубчатых колес𝐿 = ≥ 1 (2.6)  где: KFL – коэффициент долговечности для улучшенных зубчатых колес𝐿 = ≥ 1 (2.7) Базовое число циклов нагружений NFO = 4∙106 Число циклов нагружений NFЕ за весь срок службы передачи, вычисляем так же, как и при расчетах аналогичным напряжением NHЕ Допускаемое напряжение на изгиб для шестерни: [σ]1 = 680 ∙ 1,0 ∙ 1,0 = 400МПа   1,7 𝐿 = == 0,588 < 1 Исходя из расчетов, коэффициент долговечности получился меньше единицы, в таком случаи, принимаем его равным 1,0 𝐸 = 60𝐿ℎ = 60 ∙ 300,04 ∙ 26490,24 = 476 887 896,58 = 476.8 ∙ 106 𝐿ℎ = 6 ∙ 365 ∙ 0,70 ∙ 24 ∙ 0,72 = 26490,24 𝐿 = 1.0 Допускаемое напряжение на изгиб для колеса:
[σ]2 = 620 ∙ 1,0 = 364МПа  1,7 𝐿 = == 0,685 < 1 Исходя из расчетов, коэффициент долговечности получился меньше единицы, в таком случаи, принимаем его равным 1,0 𝐿 = 60𝐿ℎ = 60 ∙ 75 ∙ 26490,24 = 119 206 080 = 119,2 ∙ 106 𝐿ℎ = 6 ∙ 365 ∙ 0,70 ∙ 24 ∙ 0,72 = 26490,24 𝐿 = 1,0 Сведем полученные допускаемые напряжения в таблицу 2.2 Таблица 2.2 – Механические свойства выбранных материалов колес
 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи По условию контактной прочности определяем межосевое расстояние, мм:  где:𝑎 = 𝑎 ± 1 ∙ , (2.8) Ka – коэффициент межосевого расстояния (для прямозубых колес, Ka =495); u – передаточное отношение; Т2 – крутящий момент на валу колеса, Н∙м; Ψba – коэффициент ширины колеса b2 относительно межосевого расстояния aω; KHβ – коэффициент неравномерности ораспределения нагрузки по контактной линии; [σ]Н – допускаемое контактное напряжение, МПа. 𝑎 = 495 ∙ 4,0 + 1 ∙ 3 927,52 ∙ 1,07    [846,5]2 ∙ 4,02 ∙ 0,325=2475 ∙ 0,064 = 158,40 мм
 = ∙ ( + 1) = 0,325 ∙ (4 + 1) = 0,8125 (2.9) 𝑎 2 2 Из стандартного ряда выбираем ближайшее значение 𝑎 = 160 мм Для прямозубых колес модуль зацепления, мм определяется как:   = 0,01…0,02 ∙ 𝑎 = 0,015 ∙ 160 = 2,4 (2.10)Из стандартного ряда, выбираем ближайшее значение для нашего модуля m = 2,5. Определим суммарное число зубьев zc, для прямозубых колес определяется по формуле:   = 2𝑎 = 2 ∙ 160 = 128 (2.11) 2,5 Вычисляем число зубьев шестерни z1 и колеса z2 по формуле:  1 = + 1 = 128 4 + 1= 25,6 (2.12) Полученное значение округляем до целевого числа. Для лучшей приработки колес, число зубьев шестерни рекомендуется принимать нечетным. Таким образом, количество зубьев на шестерни будет 25.1 = 25, − 1 = 128 − 25 = 103 (2.13) Уточняем передаточное число отношение: = 2 = 103 = 4,12  1 25 Отклонение от заданной величины составляет:  ∆ = 4,12 − 4,0 ∙ 100% = 3% (2.14)4,0 Расхождение величины u с исходными передаточным числом передачи не должно превышать ±4%. В нашем случаи, расхождение величины не превышает указанного.
Геометрические размеры колес находим согласно формулам, приведенным в [1;30] Таблица 2.3 – Основные геометрические параметры передач внешнего зацепления с цилиндрическими колесами
  Затем вычисляем окружную скорость колес:  = ∙ 1 ∙ 1 = 3,14 ∙ 62,5 ∙ 300,04 = 0,98 м/с (2.15) 1 60 ∙ 1000 60 ∙ 1000 или = ∙ 2 ∙ 2 = 3,14 ∙ 257,5 ∙ 75 = 1,01 м/с 2 60 ∙ 1000 60 ∙ 1000 Исходя из расчетной скорости колес, выбираем 9 степень точности изготовление передачи
Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Таблица 2.4 – Силы, действующие в зацеплении цилиндрических передач    Покажем рассчитанные силы, действующие на зубья на рисунке 2.1Рисунок 2.1 – Действующие силы в зацеплении Проведем проверку зубьев на контактную прочность. Расчетные контактные напряжения определяем по формуле: = ∙ ∙ ∙ ≤ σ (2.16)  где:Н Н М
ZH = 1,76 ∙ cos β – коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев; ZМ = 275 МПа1/2 – коэффициент, учитывающий материал передачи;  Zἐ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии, для прямозубых колес: = == 0,872 (2.17) | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||