|
|
вал шестерня. записка. Привод подвесного конвейера
Так как передача не является тяжело нагруженной и не предъявляется высоких требований к размерам, для изготовления зубчатых колес используем сравнительно дешёвые марки стали. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерён назначаем больше твёрдости колёс.
Сталь в наше время – основной материал для изготовления зубчатых колес. По исходным данным, в качестве материала для изготовления зубчатого колеса принимаем сталь 45 ГОСТ 1050–88. Термообработка колеса – нормализация, твердость НВср 179…207; для шестерни выбираем сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообработка шестерни – улучшение, твердость на поверхности HBср 235…262.
2.1. Определяем допускаемые контактные напряжения
 ,
где  – предел контактной выносливости:
 МПа;
 - коэффициент долговечности,  при длительной эксплуатации
Определим среднюю твердость
- для шестерни
- для колеса
Получим
 МПа;  МПа;
В итоге имеем
 МПа;
 МПа;
Так как зацепление косозубое, то находим расчётное среднее значение:
 МПа
2.2. Определим допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба определим по формуле:
По таблице для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба 
Для шестерни 
Для колеса 
Получим
 2.3. Проектный расчёт
Межосевое расстояние:
где  = 43 – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;
 - передаточное отношение ступени;
 - вращающий момент на тихоходном валу передачи;
 = 0,28…0.38 – коэффициент ширины венца колеса;
 - среднее допускаемое контактное напряжение;
 = 1 –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес.
 (мм)
принимаем  =100 мм
Модуль зацепления
принимаем стандартное значение 
 (мм)
принимаем  =32 мм  =36 мм
Предварительно принимаем угол наклона зубьев
определим число зубьев шестерни и колеса
принимаем  , тогда 
Уточняем значение угла наклона зубьев
 
Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами зубьев колес
Определим размеры колёс
Делительный диаметр
 
 (мм)
 (мм)
Проверка 
Диаметр вершин зубьев
  (мм)
 (мм)
Диаметр впадин зубьев
 (мм)
 (мм)
2.4. Проверочный расчет цилиндрической передачи редуктора
Проверяем контактные напряжения
где  = 376 – вспомогательный коэффициент
 - окружная сила в зацеплении;
 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
 – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба
 – коэффициент динамической нагрузки
– ширина венца зубчатого колеса;
 – делительный диаметр зубчатого колеса
 Выбора коэффициентов осуществляется в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи
Окружная сила в зацеплении
где  - вращающий момент на тихоходном валу редуктора
 (Н)
Окружная скорость колеса:
где  - угловая скорость тихоходного вала редуктора
 (м/с)
Соответствует 9-я степень точность зубчатых колёс
Недогрузка 1.7%, что в пределах нормы.
Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2:
σF2 = YF2 · Yβ ·  · KFα · KFβ · KFυ ≤ [σ]F2;
σF1 = σF2 ·  ≤ [σ]F1,
где KFα = 1.12 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес;
KFβ = 1,2 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
KFυ = 1,05 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;
 YF1 = 3.96 и YF2 = 3,6 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяемые в зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2;
Yβ = 0,94 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Получим:
σF2 = 3,6 · 0,94 · · 1.12 · 1.2 · 1,05 = 87.8 МПа < 256 МПа.
Получим:
σF1 = 87.8 ·  = 96.6 МПа < 294 МПа.
Условие прочности по напряжениям изгиба выполняются.
Вывод: зубчатая передача редуктора является недогруженной, что находится в пределах допускаемых значений, т.е. условие прочности выполнятся.
2.5. Определение сил в зацеплении закрытых передач
Окружная сила:
где  - вращающий момент на тихоходном валу;
 - делительный диаметр колеса.
 (Н)
Радиальная сила:
где  =200 - угол зацепления;
 (Н)
 Осевая сила:
 (Н)
|
|
|
Скачать 1.07 Mb.
