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

1,2М_нМ_н

0,6М_н

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 n_c= 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 / U_p= 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, у_В=780 Мпа; у_Т=440 Мпа; HB₁ 230; термообработка – улучшение

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

 

Вычисляем пределы выносливости:

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

N_HO=1,0х 10⁷

 

Эквивалентное число циклов нагруженияN_У определим в соответствии с графиком нагрузки:

Из графика нагрузки следует:

M_max= 1,2Mн ; М_II= 0,6 Мн ; М_III= 0,3 Мн ;

t_max= 0,003 T ; t_II= 0,1 T  ; t_III= 0,4 T ;

n_max=n₁  ; M_I=M_Н;t_I=0.5T ; n_I=n_II=n_III=n₁

 

Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых колёс передачи:

- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность

Так как N_y> 10⁷, то k_pk=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; k_П=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:

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

 

 

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.

 

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

m_n=(0,010-0,020) х 400=4-8мм

 

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n=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 a_щ оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:

в = arccos 0,98= 10 ⁰73^I

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 <[s_H ] = 591,25 Мпа

Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки

 

Используя график нагрузки находим

 

 

Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45

 

s_HРmax= 2,8s_Т   = 2,8• 510 = 1428 МПа 

 

Условие прочности s_Hmax<s_HРmax 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 ш_bd=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор k_Fв=1,33.

    по табл. 3.8 k_Fх=1,2.

Т.о. коэффициент k_F=1,33х1,2=1,596

 

Y_F– коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_х

у шестерни

у колеса 

 

По таблице на стр.42 выбираем:

Y_F1=4,09 и Y_F2=3,61

 

 

Допускаемое напряжение по формуле:

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

Для шестерни у^o_Flimb=1,8 х 510=918 HB

Для колеса у^o_Flimb=1,8 х 450=810 HB

 

[S_F]=[S_F]^Ix [S_F]^II - коэффициент безопасности,

 

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

 

[S_F]=[S_F]^I x [S_F]^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 Y_в и K_Fб.

 

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

 

 

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

 

 

 

Условие прочности выполнено.

 

 

---

Рекомендуемые страницы:

Воспользуйтесь поиском по сайту: