Рассчитать прямозубую передачу редуктора привода скребкового конвейера (рис. 6.12). Вращающий момент на валу шестерни Т1=150 (Нм) при частоте вращения n1=800 (мин-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. 12. Схема привода скребкового конвейера:
1 – электродвигатель; 2 – ременная передача; 3 – редуктор цилиндрический одноступенчатый; 4 – цепная передача; 5 – ведущие тяговые звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь.
Решение
А. Проектировочный расчет.
1. Материал шестерни и колеса. Для изготовления зубчатых колес выбираем распространенную сталь марки 45 с термообработкой – улучшение. Способ получения заготовок колес – поковка. По табл.12.1 [24] принимаем:
для шестерни твердость H1=269...302HBпри диаметре заготовки D≤80мм;
для колеса твердость Н2=235...262HBв предположении, что наибольшая толщина сечения заготовки колеса S≤80мм.
2. Находим среднюю твердость поверхности и сердцевины зубьев колес: Н1ср=0.5(269+302)=285.5НВ;Н2ср=0.5(235+262)=248.5НВ.
Ориентировочное значение межосевого расстояния находим по формуле (13.17) [24] при К = 10
α'w=K(u+1)3T1u=10(5+1)31505 = 187 мм.
4. Окружная скорость зубчатых колес по формуле (13.18) [24]
υ=2πa'wn160000(u+1)=2π187⋅80060000(5+1)=2,6 м/c.
5. Допускаемые контактные напряжения (§12.5) [24]:
По табл.12.8 [24] интерполированием находим базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости (пределу выносливости):
для шестерни NHG1=22.5⋅106;
для колеса NHG2=16.2⋅106;
Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле (12.2) [24]:
шестерни NK1=60n1n3Lh=60⋅800⋅1⋅16,5⋅103=7,92⋅108
колеса NK2=NK1u=7,92⋅1085≈1,6⋅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⋅7,92⋅108=3,96⋅108;
колеса NHE2=μHNK2=0,5⋅1,6⋅108=0,8⋅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 со средним арифметическим отклонением профиля 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]H=1.1.
По формуле табл. 12.7 [24] определяем пределы контактной выносливости:
для шестерни σНlim1=2H1cp+70=2⋅285.5+70=641(H/мм2);
для колеса σНlim2=2H2cp+70=2⋅248.5+70=567(H/мм2),
Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10) [24]:
для шестерни [σ]H1=σHlim1ZN1ZR1Zυ[s]H=641⋅1⋅1⋅11.1=583(H/мм2);
для колеса [σ]H2=σHlim2ZN2ZR2Zυ[s]H=567⋅1⋅1⋅11.1=516(H/мм2)
.
Для расчета прямозубой передачи принимаем меньшее из допускаемых напряжений, т. е.
[σ]H=[σ]H=512(H/мм2) (§12.5) [24].
6. Допускаемые напряжения изгиба (§12.5) [24]:
Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости зубьев при изгибе, NFG=4⋅106
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1) [24], значение коэффициента μF принимаем по табл.12.2 [24] при qF=6 (для термообработки – улучшение):
шестерни NFE1=μFNK1=0,3⋅7,92⋅108=2,38⋅108;
колеса NFE2=μFNK2=0,3⋅1,6⋅108=0,48⋅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.
По табл.12.10 [24] определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:
для шестерни σFlim1=1.75H1cp=1.75⋅285.5=500(H/⥂мм2);
для колеса σFlim2=1.75H2cp=1.75⋅248.5=435(H/⥂мм2).
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (12.13) [24]:
для шестерни [σ]F1=σFlim1YN1YR1YAYZ1[s]F=500⋅1⋅1⋅1⋅11.7=294(H/мм2);
для колеса [σ]F2=σFlim2YN2YR2YAYZ2[s]F=435⋅1⋅1⋅1⋅11.7=256(H/мм2).
7. Коэффициенты нагрузки (§12.4) [24]:
По табл.11.1 [24], ориентируясь на передачи общего машиностроения, назначаем 8-ую степень точности передачи. Затем по табл. 12.5 и 12.6 [24], интерполируя, получаем
КНυ=1.11;KFυ=1.22;
Принимаем коэффициент ширины венца для симметрично расположенного относительно опор колеса: ψbd=0.4 (§13.4) [24]. По формуле 12.6 [24]:
ψbd=0.5ψba(u+1)=0.5⋅0.4(5+1)=1.2.
По табл. 12.3 [24] выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы: КНβ0=1.07. Значение коэффициента КW=0.38. Тогда значение КНβ0после приработки зубьев по формуле (12.7) [24]:
КНβ=1+(КНβ0-1)КW=1+(1.07-1)⋅0.38=1.026;
КFβ=0.18+0.82KHβ0=0.18+0.82⋅1.07=1.057.
Значение коэффициента КFβ находим по формуле (12.9) [24], приняв КНβ0=1.07.
КFβ=0.18+0.82KHβ0=0.18+0.82⋅1.07=1.057.
По формуле (12.5) [24] находим значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями для принятой 8-ой степени точности:
КНα=1+0.06(nCT-5)=1+0.06(8-5)=1.18;KFα=KHα=1.18.
Находим значения коэффициентов нагрузки по формулам (12.4) и (12.8) [24] при КА=1:
КН=КАКНβКНυКНα=1⋅1.026⋅1.11⋅1.18=1.51;
КF=КАКFβКFυКFα=1⋅1.057⋅1.22⋅1.18=1.52.
8
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
