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]HOHlim × 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 = K×K×KHV,

где K – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K - 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

K = 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×K×KFV×T/(m2×2×b)< [σ]F,

где σF - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K - коэффициент концентрации нагрузки;

KFV - коэффициент динамичности нагрузки.

Ψbd = 45/31.5 = 1.43 Þ K = 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√(K×K× KHV×Ft(u+1))/(d1×b2×u)< [σ]H,

где σH-контактные напряжения, Мпа;

К- вспомогательный коэффициент, К =458 [1];

K- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, К = 1[1] ;

K- 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


Информация о работе «Расчет цепного конвейера»
Раздел: Промышленность, производство
Количество знаков с пробелами: 53034
Количество таблиц: 1
Количество изображений: 0

Похожие работы

Скачать
18785
1
8

... – 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 ...

Скачать
75145
0
8

... 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 ...

Скачать
11229
0
1

... – 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 ...

Скачать
16774
0
9

... 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


Наверх