Рассчитать косозубую передачу одноступенчатого цилиндрического редуктора скребкового конвейера (рис. 6.12 и 6.15). Вращающий момент на валу шестерни Т1=150 (Нм) при частоте вращения n1=800 (мин-1) (см. решение задачи 6.1). Передаточное число u = 5 (ориентировочно). Заданный ресурс передачи Lh=16,5⋅103 (ч) (примерно три года при двухсменной работе). Передача нереверсивная (работа зубьев одной стороной). Типовой режим нагружения I (тяжелый). Расположение зубчатых колес относительно опор симметричное [24].
Рис. 6.15. Редуктор цилиндрический одноступенчатый (Ц-130-4.89):
1 – корпус; 2 – крышка корпуса; 3 – крышка смотрового люка с отдушиной, окантованная с двух сторон привулканизированной резиной; 4 – фильтр из тонкой проволоки; 5 – установочный штифт конический; 6 – пробка маслослива; 7 – уплотняющая прокладка (кольцо) из маслостойкой резины; 8 – маслоуказатель; 9 – крышка подшипников закладная; 10 – компенсаторное кольцо; 11 – манжетное уплотнение.
Решение
А. Проектировочный расчет.
1. Материал шестерни и колеса. Желая получить небольшие размеры редуктора, выбираем для изготовления зубчатых колес сталь марки 40ХН (табл. 12.1) [24] с термообработкой:
для шестерни – улучшение поковки (Н1=269...302НВ) и закалки зуба ТВЧ до твердости на поверхности зуба Н1=48...53 HRC при диаметре заготовки D≤200мм;
для колеса – улучшение поковки (Н2=269...302 НВ) в предположении, что наибольшая толщина сечения заготовки колеса S≤125мм.
Находим: Н1ср=0.5(48+53)=50.5HRC;H2cp=0.5(269+302)=285.5HB.
Способ получения заготовки колес – поковка.
2. Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле (13.17) [18] при К = 8:
α'w=K(u+1)3T1u=8(5+1)3665=113.4 мм.
Окружная скорость зубчатых колес по формуле (13.18) [24]:
υ=2πa'wn160000(u+1)=2π113.4⋅714.660000(5+1)=1.4 (м/с).
3. Допускаемые контактные напряжения (§12.5) [24]:
По табл.12.8 интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости (пределу выносливости):
для шестерни NHG1=75⋅106;
для колеса NHG2=22.5⋅106.
Число циклов нагружения зубьев за все время работы при пз=1 по формуле (12.2) [24]:
шестерни NK1=60n1n3Lh=60⋅714.6⋅1⋅12⋅103=5.1⋅108
колеса NK2=NK1u=5.1⋅1085≈1⋅108.
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1) [24], значение коэффициента μН – по табл. 12.2 [24]:
шестерни ⥂⥂NHE1=μHNK1=0.5⋅5.1⋅108=2.6⋅108;
колеса NHE2=μHNK2=0.5⋅1⋅108=0.5⋅108.
Так как NHE1>NHG1 и NHE2>NHG2, то по условию формулы (12.11) [24] принимаем коэффициенты долговечности:ZN1=1и ZN2=1.
В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев Ra=0.63...1.25мкм принимаем ZR1=ZR2=1 (§12.5) [24].
По табл.12.9 [24] принимаем значение коэффициента Zυ=1. Коэффициент запаса прочности (§12.5) [24] для улучшенных колес [s]H2=1.1, для шестерни (закалка ТВЧ) [s]H1=1.2
По формуле табл. 12.7 [24] определяем пределы контактной выносливости:
для шестерни σНlim1=17H1cp+200=17⋅50.5+200=1059 ( Н/мм2);
для колеса σНlim2=2H2cp+70=2⋅285.5+70=641 (Н/мм2).
Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10) [24]:
для шестерни [σ]H1=σHlim1ZN1ZR1Zυ[s]H1=1059⋅1⋅1⋅11.2=882 (Н/мм2);
для колеса [σ]H2=σHlim2ZN2ZR2Zυ[s]H2=641⋅1⋅1⋅11.1=583 (Н/мм2).
Допускаемые контактные напряжения для расчета цилиндрической передачи с прямыми зубьями по формуле (12.12) [24]: [σ]H=0.45([σ]H1+[σ]H2)=0.45(882+583)=659(H/мм2)>[σ]H2Hmin (Н/мм2)
.
При этом условие [σ]H=659(H/мм2)<1.25[σ]Hmin (Н/мм2) выдержано.
4. Допускаемые напряжения изгиба (§12.5) [24]:
Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе, .
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1) [24], значение коэффициента μF принимаем по табл.12.2 [24]: для шестерни при qF=9 (закалка зубьев ТВЧ) μF=0.2; для колеса при qF=6 (для термообработки – улучшение) μF=0.3:
шестерни NFE1=μF1NK1=0.2⋅5.1⋅108=1.02⋅108;
колеса NFE2=μF2NK2=0.3⋅1⋅108=0.3⋅108.
Так как NFE1>NFGи NFE2>NFG, то по условию формулы (12.14) [24] принимаем коэффициенты долговечности YN1=1;YN2=1. Пологая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровности Rz≤40мкм, принимаем YR1=1и YR2=1. При нереверсивной работе YА=1.
Для кованной заготовки YZ1=YZ2=1. Принимаем коэффициент запаса прочности [s]F=1.7 (§12.5) [24].
По табл.12.10 [24] определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:
для шестерни, предполагая, что m<3мм,σFlim1=550 (Н/мм2);
для колеса σFlim2=1.75H2cp=1.75⋅285.5=500 (Н/мм2).
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (12.13) [24]:
для шестерни [σ]F1=σFlim1YN1YR1YAYZ1[s]F=550⋅1⋅1⋅1⋅11.7=324 (Н/мм2);
для колеса [σ]F2=σFlim2YN2YR2YAYZ2[s]F=500⋅1⋅1⋅1⋅11.7=294 (Н/мм2).
5. Коэффициенты нагрузки (§12.4) [24]:
По табл.11.2 [24], ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначаем 8-ую степень точности передачи. Затем по табл. 12.5 и 12.6 [24], интерполируя, получаем
КНυ=1.03;KFυ=1.06.
Принимаем коэффициент ширины венца для симметрично расположенного относительно опор колеса: ψbd=0.315 (§13.4) [24].
По формуле 12.6 [24] ψbd=0.5ψba(u+1)=0.5⋅0.315(5+1)=0.945.
По табл. 12.3 [24] выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы:КНβ0=1.05 (для зубчатого колеса с меньшей твердостью).
Значение коэффициента КW=0.41 находим по табл.12.4 [24] для зубчатого колеса. Тогда значение КНβпосле приработки зубьев по формуле (12.7) [24]:
КНβ=1+(КНβ0-1)КW=1+(1.05-1)⋅0.41=1.02.
Значение коэффициента КFβ находим по формуле (12.9) [24], приняв КНβ0=1.05.
КFβ=0.18+0.82KHβ0=0.18+0.82⋅1.05=1.041.
Для принятой твердости поверхностей зубьев шестерни Н1=48...53 HRC и колеса Н2=269...302 НВ по формуле (12.5) [24] находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для принятой 8-ой степени точности:
КНα=1+0.25(nCT-5)=1+0.25(8-5)=1.75,
что не соответствует условию формулы (12.5) [24] 1≤КHα≤1.6
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
