Главная | Обратная связь
МегаЛекции

Расчет на выносливость при изгибе





Передача нереверсивная

 

Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр – 4.

 

 

 

М

 

График нагрузки:

0,1 Мн
                                                        


0,3 Мн


1,2МнМн

0,6Мн


0,003Т                     0,5Т                             0,4Т

     
 

 


Т

Выбор электродвигателя

 

Вычислим общий КПД редуктора:

 

Из каталога выбираем:

- зубчатая передача в закрытом корпусе с                    цилиндрическими колёсами

- потери на трение в опорах каждого вала

     - коэффициент

n=2      - число валов

 

 

 

Необходимая мощность электродвигателя:

 

Частота вращения вала электродвигателя:

 

Из каталога выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81  - 4А280 S 2, с номинальной мощностью N=110 кВт и частотой вращения nc= 3000 об/мин.

Скольжение s = 2%

 

Перегрузка по мощности:

 

Перегрузки по мощности нет.

 

 

Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах:

Вал 1 - вал электродвигателя

N1 = 99,93 кВт ; n1 = 2925 об/мин

 

Угловая скорость:

 

Крутящий момент:

 

 

Вал 2 – выходной вал

N2 = N11=99,93x 0,97=96,93 кВт

 

n2 = n1 / Up= 2925 / 4,5= 650 об/мин

 

Угловая скорость:

 

Крутящий момент:

 

Расчёт зубчатой передачи

 

Выбор материалов шестерни – колеса.

Для обеспечения передачи выбираем материалы:

для шестерни – Сталь 40Х, уВ=780 Мпа; уТ=440 Мпа; HB1 230; термообработка – улучшение

для колеса - Сталь 40Х, уВ=690 Мпа; уТ=340 Мпа; HB2 200; термообработка – нормализация.

 

Вычисляем пределы выносливости:

NHO – базовое число циклов нагружения колеса для расчёта по контактным напряжениям при твёрдости ≤HB 230

NHO=1,0х 107

 

Эквивалентное число циклов нагруженияNУ определим в соответствии с графиком нагрузки:



Из графика нагрузки следует:

Mmax= 1,2Mн ; МII= 0,6 Мн ; МIII= 0,3 Мн ;

tmax= 0,003 T ; tII= 0,1 T  ; tIII= 0,4 T ;

nmax=n1  ; MI=MН;tI=0.5T ; nI=nII=nIII=n1

 

Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых колёс передачи:

- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность

Так как Ny> 107, то kpk=1

 

 

 

Момент на валу шестерни:

 

Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни предварительно примем k=1,3.

Из условия контактной прочности для косозубых колёсШа=0,315; kП=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:

По ГОСТ 2185-66 это значение aщ округляется до ближайшего стандартного aщ= 400 мм.

 

 

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.

 

Нормальный модуль mn выбирается из ряда стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 из интервала mn=(0,010-0,020)aщ

mn=(0,010-0,020) х 400=4-8мм

 

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=6мм.

Если предварительно принять, что угол наклона зуба в=100, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:

;

 

Передаточное отношение   отличается от стандартного (U=4,5) на 0,89% ,что меньше допустимого 2,5%.

 

Чтобы aщ оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:

в = arccos 0,98= 10 073I

Основные размеры шестерни и колеса.

 

Вычислим диаметры делительных окружностей:

 

- шестерни:

 

- колеса:  

 

Проверяем межосевое расстояние:

 

 

Диаметры окружностей вершин:

 

- шестерни:

- колеса: 

 

Диаметры окружностей впадин зубьев:

 

- шестерни:

- колеса: 

 

Ширина венца зубьев колеса:

 

 

Ширина венца зубьев шестерни:

 

 

 

Проверочный расчет на контактную выносливость

 

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

 

Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:

 

 

Примем 7-ую степень точности.

 

Уточним коэффициент нагрузки

 

где: К Нb = 1,041

               К Нa = 1,12

               К HV = 1,05 

 

Проверка контактных напряжений по формуле:

591,25

 

Условие прочности соблюдается

 

393,26 МПа <[sH ] = 591,25 Мпа


Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки

 

Используя график нагрузки находим

 

 

Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45

 

sHРmax= 2,8sТ   = 2,8• 510 = 1428 МПа 

 

Условие прочности sHmax<sHРmax соблюдается

 

 

Силы, действующие в зацеплении

 

 

окружная

радиальная

осевая    

 

 


Расчет на выносливость при изгибе

По таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и вычислим пределы выносливости:

 

 

где: коэффициент твёрдости   при шbd=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор kFв=1,33.

    по табл. 3.8 k=1,2.

Т.о. коэффициент kF=1,33х1,2=1,596

 

YF– коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zх

у шестерни

у колеса 

 

По таблице на стр.42 выбираем:

YF1=4,09 и YF2=3,61

 

 

Допускаемое напряжение по формуле:

По табл. 3.9 для Стали 35 при твёрдости HB≤350 уoFlimb=1,8 HB

Для шестерни уoFlimb=1,8 х 510=918 HB

Для колеса уoFlimb=1,8 х 450=810 HB

 

[SF]=[SF]Ix [SF]II - коэффициент безопасности,

 

где: [SF]I =1,75 (по табл. 3.9), [SF]II =1 (для поковок и штамповок)

 

[SF]=[SF]I x [SF]II=1,75х1=1,75.

 

Допускаемые напряжения:

 

для шестерни:

для колеса:

 

Находим отношения:

 

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим коэффициенты Yв и KFб.

 

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия еб=1,5 и 7-й степени точности KFб=0,92

 

 

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

 

 

 

Условие прочности выполнено.

 

 





Рекомендуемые страницы:

Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015- 2020 megalektsii.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.