Прочностной расчет

10.3 Прочностной расчет

 

Прочностной расчет зубчатой передачи:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

 [14, стр. 292] (10.3.1)

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

σ_Hlimb= 2НВ + 70, [14, стр. 292] (10.3.2)

где K_HL – коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3,10) гл. III:

[σ_H] = 0,45([σ_H1] + [σ_H2]). [14, стр. 293] (10.3.3)

Для шестерни:

.

Для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[σ_H] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [σ_H] < 1,23 [σ_H2] выполнено.

Коэффициент K_Hβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: K_Hβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ_ba = b /a_ω = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

где для косозубых колес К_а = 43, а передаточное число нашего редуктора i=3.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 a_w = 125 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01 ÷ 0.02) а_ω=(0,01 ÷ 0,02) · 125=1,25÷2,5 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 m_n = 1,25 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

.

Тогда:

.

Принимаем z₁ = 49; тогда Z₂ = Z₁ · i = 49·3= 147=147.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

;

Тогда:

, β = 11°25'.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

a_ω = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(62,5+187,5) = 125мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m_n = 62,5 + 2 • 1,25 = 65 мм;

d_а2 = d₂ + 2m_n= 187,5 + 2 • 1,25 = 190 мм;

ширина колеса:

b₂ = ψ_ва · а_ω =0,4 · 125= 50мм;

ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5 мм = 55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

К_Н = К_Нβ · К_Нα · К_Нυ [14, стр. 294] (10.3.4)

Значения K_Hβ даны в табл. 3.5; при Ψ_bd= 0,88, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала K_Hβ = 1,08.

По табл. 3.4 при v = 0,26 м/с и 8-й степени точности K_Ha =1,06. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем K_Hv = 1,0.

Таким образом, К_Н = 1,08 · 1,06 · 1=1,145

Проверка контактных напряжений по формуле:

Таким образом:

.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

радиальная:

осевая:

F_а = F_t·tgβ = 860·tg11°25'=167H

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

<[σ_F], [14, стр. 295] (10.3.5)

Здесь коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ · К_Fυ [14, стр. 295] (10.3.6)

 

По табл. 3.7 при = 0,88, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fβ = 1,17. По табл. 3.8, K_Fv = 1,1. Таким образом, коэффициент K_F = 1,17 • 1,1 = 1,287; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

у шестерни:

у колеса:

Y_Fl = 3,64 и Y_F2 = 3,60.

Определяем коэффициенты  и  по формулам:

,

где средние значения коэффициента торцового перекрытия ; степень точности n=8.

Допускаемое напряжение:

 [14, стр. 296] (10.3.7)

По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 σ⁰_Flimb = 1,8HB.

Для шестерни:

σ⁰_Flimb =  = 415 МПа;

Для колеса:

σ⁰_Flimb ==360 МПа.

[S_F] = [S_F]'[S_F]" – коэффициент безопасности, где [S_F]' = 1,75, [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

[σ_F1] = = 237 МПа;

для колеса:

[σ_F1] = =206 МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни:

для колеса:

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Допускаемое напряжение на кручение примем [τ_к] = 25 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от напряжения клиноременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда d_B1=25 мм и d_П1=30 мм.

Ведомый вал:

Допускаемое напряжение на кручение [τ_к] = 20 МПа.

Определяем диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда d_B2=40 мм, d_П1=45 мм и d_К1=50 мм.

Прочностной расчет зубчатой передачи:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения:

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

σ_Hlimb= 2НВ + 70;

где K_HL – коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3,10) гл. III:

[σ_H] = 0,45([σ_H1] + [σ_H2])

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[σ_H] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [σ_H] < 1,23 [σ_H2] выполнено.

Коэффициент K_Hβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: K_Hβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ_ba = b /a_ω = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

где для косозубых колес К_а = 43, а передаточное число нашего редуктора i = 3,22.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 a_w = 200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01 ÷ 0.02) а_ω=(0,01 ÷ 0,02) · 200=2÷4 мм

Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 m_n = 2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁ = 37; тогда Z₂ = Z₁ · i = 37·3,22= 119,14=119.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

; β = 12°50'.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

a_ω = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(94,9+305,1) = 200мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m_n = 94,9 + 2 • 2,5 = 99,9 мм;

d_а2 = d₂ + 2m_n= 305,1 + 2 • 2,5 = 310,1 мм;

ширина колеса:

b₂ = ψ_ва · а_ω =0,4 · 200= 80мм;

ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5 мм = 85 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

К_Н = К_Нβ · К_Нα · К_Нυ

Значения K_Hβ даны в табл. 3.5; при Ψ_bd= 0,896, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала K_Hβ = 1,08.

По табл. 3.4 при u = 3,6 м/с и 8-й степени точности K_Ha =1,09. По табл. 3.6 для косозубых колес при u < 5 м/с имеем K_Hv = 1,0.

Таким образом, К_Н = 1,08 · 1,09 · 1=1,1772.

Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

радиальная:

осевая:

F_а = F_t·tgβ = 1935·tg12°50'=411H

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

<[σ_F]

Здесь коэффициент нагрузки

К_F = К_Fβ · К_Fυ

 

По табл. 3.7 при = 0,896, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fβ = 1,17. По табл. 3.8, K_Fv = 1,3. Таким образом, коэффициент K_F = 1,17 • 1,3 = 1,521; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

у шестерни

у колеса

Y_Fl = 3,70 и Y_F2 = 3,60.

Определяем коэффициенты  и :

Допускаемое напряжение:

По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 σ⁰_Flimb = 1,8HB.

Для шестерни:

σ⁰_Flimb =  = 415 МПа;

для колеса:

σ⁰_Flimb ==360 МПа.

[S_F] = [S_F]'[S_F]" – коэффициент безопасности, где [S_F]' = 1,75, [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

[σ_F1] = = 237 МПа;

для колеса:

[σ_F1] = =206 МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше. Найдем эти отношения:

Для шестерни:

Для колеса:

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Допускаемое напряжение на кручение примем [τ_к] = 25 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от напряжения клиноременной передачи.

Определим диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда d_B1=35 мм и d_П1=40 мм.

Ведомый вал:

Допускаемое напряжение на кручение [τ_к] = 20 МПа.

Определяем диаметр выходного конца вала

мм.

Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда d_B2=60 мм, d_П2= 65 мм и d_К2=70 мм.

Рис. 10.1 Кинематическая схема посолочного агрегата Я2-ФРЛ:

1, 7, 12, 15 – электродвигатели; 2 – шкивы; 3 – клиноременная передача; 4, 9, 10 – редукторы; 5 – рабочий шнек измельчителя; 6 – питающие шнеки измельчителя; 8, 11 – муфты; 13 – звездочки; 14 – цепные передачи; 16 – перемешивающие валы; 17 – разгрузочный шнек.

11. Составления графика планово-предупредительного ремонта

 

11.1 Расчет трудоемкости работ и числа обслуживающего персонала

Составим график ППР посолочного агрегата при двухсменной работе, если последним был капитальный ремонт, проведенный в ноябре прошлого года.

Посолочный агрегат Я2-ФРЛ имеет:

-  категория ремонтной сложности – R = 6;

-  разряд ремонтного цикла – IV;

-  структура ремонтного цикла:

К-О-О-О-О-О-Т-О-О-О-О-О-С-О-О-О-О-О-Т-О-О-О-О-О-К

-  продолжительность ремонтного цикла – 24 месяца;

-  сменность работы оборудования – 2.

1.  Определяем продолжительность межремонтного периода:

 [3; стр.7] (11.1.1)

где - длительность ремонтного цикла;  – количество средних ремонтов в ремонтном цикле;  – количество текущих ремонтов в ремонтном цикле.

2.  Определяем продолжительность межосмотрового периода:

 [3; стр.8] (11.1.2)

где  – количество осмотров в ремонтном цикле.

3. Определяем норму времени на осмотр, текущий, средний и капитальный ремонты одной ремонтной единицы:

 [6; стр.172] (11.1.3)

где а – норма времени одной ремонтной единицы, ч; R – категория ремонтной сложности.

На осмотры:

На текущий ремонт:

На средний ремонт:

На капитальный ремонт: