2. Расчёт передач
2.1 Расчёт прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени
Исходные данные:
T1 = 21,36 Н×м;
Тг = 165,81 Н×м;
n1 = 448,8 мин-1
n2 = 56,1 мин-1
u = 8
L = 5 лет
Кс = 0,33 [1]
KГ = 0,5 [1]
Выбор материала и термической обработки колес.
Шестерня -Сталь 45 -улучшение, Н = 269-302 НВ
Колесо -Сталь 45 - улучшение, Н =235-262НВ
Определение допускаемых напряжений
Определяем срок службы передачи
Срок службы передачи tΣ, ч, определяют по формуле:
tΣ = L × 365 × Kг × 24 × Кс = 5×365×0,5×24×0,33 = 7227 часов
Определение допускаемых напряжений на контактную прочность
[σ]HO допускаемое напряжение, МПа, определяется по формуле:
[σ]H = [σ]HO × ZN
где [σ]HO базовое допускаемое напряжение, МПа;
ZN -коэффициент долговечности
Базовые допускаемые напряжения [σ]HO для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости, определяются по формуле:
[σ]HO =σHlim × ZR × ZV/SH,
где σHlim - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;
ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей ZR= 0,95;
ZV - коэффициент, учитывающий влияние скорости,ZV = 1 [1]
SH - коэффициент запаса прочности, SH =1,2 - при однородной структуре материала;
Коэффициент долговечности ZN определяется по формуле:
ZN = Ö NHO/NHE>1,
где NHO- базовое число циклов нагружения;
NHE- эквивалентное число циклов нагружения;
т - показатель степени кривой усталости поверхностныхслоев зубьев, т=6.
Базовое число циклов нагружения NHO принимается равным
NHO = HB3 < 12×107
Эквивалентное число циклов нагружения NHE определяется по зависимости:
NHE = 60 × n × tS ×S ( Ti /TH)m/2 × ti/t =60 × n × tS S(a1b13 + a2b23 + a3b33)
где a, b - коэффициенты с графика нагрузки
Шестерня
[σ]HO = (2×285,5+70)×0,95×1/1,2 = 507,5МПа
NHO = 285,53 = 2,33×107
NHЕ = 60×448,8×7227(0,25×13+0,25×0,73+0,25×0,53+0,25×0,33) = 7,27×107МПа
ZN = 1,т.к. NHЕ>NHО
[σ]H1 = 507,5Мпа
Колесо
[σ]HO = (2×248,5+70)×0,95×1/1,2 = 448,9Мпа
NHO = 248,53 = 1,53×107
NHE =60×56,1×7227(0,25×13+0,25×0,73+0,25×0,53+0,25×0,33) =8,27×106
ZN= =1,36
[σ]H2 = 448,9×1,36 = 610,5Мпа
За расчётное принимаем наименьшее
[σ]H1 = 507,5Мпа
Определение допускаемых напряжений при расчёте зуба на изгиб допускаемое напряжение на изгиб [σ]F, МПа, определяется по формуле:
[σ]F = [σ]FО × YA× YN
где [σ]FО - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;
YA - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: YA=1[1]
Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]FО для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле:
[σ]FО = σFim×YR×YX×Yб/SF
где σFim - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;
Коэффициент долговечности YN определяют как:
YN= ÖNFO/NFE>1
где NFO - базовое число циклов нагружения, NFO =4×106
NFЕ - эквивалентное число циклов нагружения;
т ~ показатель степени кривой выносливости;
т=6-улучшение, нормализация, азотирование;
Эквивалентное число циклов нагружения NFЕ определяются по формуле:
NFЕ = 60× n × tS S(Ti/TH)m × ti/t =
60 × n × tS S(a1b1m+ a2b2m+ a3b3m}
Шестерня
[σ]FО =1,75×285,5×1×1×1/1,7 =293,9МПа
NFЕ = 60×448.8×7227(0,25×16+0,25×0,76+0,25×0,56+0,25×0,36) = 5.52×107
YN = 1, т.к. NFE > NFO [1]
[σ]F1 =293,9×1×1=293,1Мпа
Колесо
[σ]FО =1,75×248,5×1×1×1/1,7 =255,8Мпа
NFЕ= 60×56.1×7227(0,25×16+0,25×0,76+0,25×0,56+0,25×0,36) = 6.81×106
YN = 1, т.к. NFE > NFO [1]
[σ]F2 = 255.8×1×1.0 = 255.8МПа
Расчёт закрытых зубчатых цилиндрических передач
Определение межосевого расстояния
aw = Ka ×(u+1)×ÖKH×T1/ ψa ×u×[σ]H2,
где aw- межосевое расстояние, мм;
Ka - вспомогательный коэффициент, Ka = 450 [1];
ψa- коэффициент ширины;
Коэффициент нагрузки определяется как произведвние трёх коэффициентов:
KH = KHα×KHβ×KHV,
где KHα – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
KHβ - коэффициент концентрации нагрузки;
KHV– коэффициент динамичности нагрузки.
Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для прямозубых колес,
КНа =1[1] ,
Ψbd= 0.5 Ψba(u+1) =0.5×0.315(8+1) = 1.42
KHβ = 1.13 [1]
KHV = 1.2 [1]
KH =1×1.13×1.2 = 1.36
aw = 450*(8+1) мм
Согласуем со значением нормального ряда чисел: aw = 140мм
Определение модуля передачи
m = (0.01-0.02) aw; m = 1.4 …2,8мм
m1 = 1.5m2 = 1.75 m3 = 2m4 = 2.25 m5 = 2.5
Выбираем стандартный модуль (по ГОСТ 9563-80) m = 1.75мм
Определение суммарного числа зубьев для прямозубых передач
zΣ = 2×aw/m = 2×140/1.75 =160
Определение числа зубьев шестерне
z1 = zΣ/u+1 =160/9 = 17,8 = 18
Определение числа зубьев колеса для внешнего зацепления
z2 = zΣ- z1 = 160-18 = 142
Определение геометрических размеров колес
Шестерня Колесо
Делительные диаметры
d1 = m×z1 = 1.75×18 = 31.5mm
d2 = m×z2 = 1.75×142 = 248.5mm
Hачальные диаметры
dw1 = d1 = 31.5мм
dw2 = d2 = 248.5мм
Диаметры вершин зубьев
da1 = d1 +2m = 31.5+2×1.75 = 35mm
da2 = d2 +2m =248.5+2×1.75 = 252mm
Диаметры впадин зубьев
df1 = d1-2.5m = 31.5-2.5×1.75 = 27.125mm
df2 = d1-2.5m = 248.5-2.5×1.75 =224,125мм
Ширины
b1 =b2 +5 = 50
b2 = Ψa×aw = 0.315×140 = 44.1;
b2 = 45mm
Определение усилий в зацеплении
Окружное усилие
Ft = 2×T/d
где Ft- окружное усилие, кН
T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н • м;
d - делительных диаметр колеса, мм;
Ft= 2×21,36/31,5 = 1,35кН
Радиальное усилие для прямозубой передачи
Fr=F×tgaw,
где aw - угол зацепления, aw =20° для стандартной и равносмещенной передачи.
Радиальное усилие для косозубой передачи определяют по формуле
Fr = 1,35×tg200 =0,49кН
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения
[σ]F1/YF1 и [σ]F2/ YF2
YF1 = 4,25 YF2 = 3,75
293,9/4,25 < 255,8/3.65
69.2<70,1
Проверочный расчёт на изгиб ведётся по шестерне
σF = 2×103× YF×KFβ×KFV×T/(m2×2×b)< [σ]F,
где σF - рабочее напряжение изгиба, МПа;
KFβ - коэффициент концентрации нагрузки;
KFV - коэффициент динамичности нагрузки.
Ψbd = 45/31.5 = 1.43 Þ KFβ = 1.28 [1]
Для определения коэффициента динамичности нагрузки предварительно необходимо определить окружную скорость колеса
V= π×d×n/6×104,
где V - скорость колеса, м/с;
d- делительный диаметр, мм;
π - частота вращения колеса, мин-1
V =3.14×31.5×448,8/6×104 = 0.74м/с Þ
KFV = 1,1
σF = 2×108×4,25×1,28×1,1×21,36/(1,752×18×50) = 81,5МПа
σF =81,5МПа < [σ]F = 293.9МПа
Проверка зубьев колес на контактную прочность
σH = K√(KHα×KHβ× KHV×Ft(u+1))/(d1×b2×u)< [σ]H,
где σH-контактные напряжения, Мпа;
К- вспомогательный коэффициент, К =458 [1];
KHα- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, К = 1[1] ;
KHβ- коэффициент концентрации нагрузки;
KHV- коэффициент динамичности нагрузки;
Ft- окружное усилие, Н;
d1- делительный диаметр шестерни, мм;
b2- ширина колеса, мм.
σH = 428√1,13×1,04×1350(8+1)/(31,5×45×8) = 480,3МПа
σH = 480,3МПа < [σ]H = 507,5МПа
... – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение , 2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения. 1. Определение сил в зацеплении закрытых передач. В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° .Угол зацепления принят α= 20°. а) на колесе: 1.1 Окружная сила Ft2, Н: Ft2= где T2 ...
... валиками (индекс М), шаг : д)конструктивные особенности: на валу установлена одна звёздочка для тяговой пластинчатой цепи; приводной вал конвейера соединён с выходным валом редуктора посредством горизонтально расположенной цепной передачи; е) расчётный срок службы; ж) кратковременная перегрузка ; з) номер типового режима нагружения - 2. 10.1 Предварительная разработка конструкции ...
... – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи; η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения, η4 = 0,8 – КПД цепной передачи Потребная мощность электродвигателя Частота вращения вала двигателя nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ Где: – частота вращения вала конвейера; uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора; uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных ...
... проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, те
0 комментариев