Расчет на выносливость при изгибеСтр 1 из 3Следующая ⇒
Передача нереверсивная
Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр – 4.
М
График нагрузки:
0,6Мн
0,003Т 0,5Т 0,4Т
Т
Выбор электродвигателя
Вычислим общий КПД редуктора:
Из каталога выбираем:
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 = N1xз1=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
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:
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 по табл. 3.8 kFх=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- 2021 megalektsii.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.
|