Рассчитать прямозубую передачу редуктора привода скребкового конвейера (рис. 6.12). Вращающий момент на валу шестерни (Нм) при частоте вращения (мин). Передаточное число u = 5 (ориентировочно). Заданный ресурс передачи (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 при диаметре заготовки мм;
для колеса твердость в предположении, что наибольшая толщина сечения заготовки колеса мм.
2. Находим среднюю твердость поверхности и сердцевины зубьев колес:
Ориентировочное значение межосевого расстояния находим по формуле (13.17) [24] при К = 10
4. Окружная скорость зубчатых колес по формуле (13.18) [24]
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
для колеса
Число циклов нагружения зубьев за все время работы при по формуле (12.2) [24]:
шестерни
колеса
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев находим по формуле (12.1) [24]: значение коэффициента – по табл. 12.2 [24]:
шестерни
колеса
Так как и то по условию формулы (12.11) [24] принимаем коэффициенты долговечности:и .
В предположении параметра шероховатости сопряженных поверхностей зубьев со средним арифметическим отклонением профиля принимаем
(§12.5) [24].
По табл.12.9 [24] принимаем значение коэффициента . Коэффициент запаса прочности (§12.5) [24] для улучшенных колес
По формуле табл. 12.7 [24] определяем пределы контактной выносливости:
для шестерни
для колеса
Допускаемые контактные напряжения по формуле (12.10) [24]:
для шестерни
для колеса
Для расчета прямозубой передачи принимаем меньшее из допускаемых напряжений, т
. е.
(§12.5) [24].
6. 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 принимаем по табл.12.2 [24] при (для термообработки – улучшение):
шестерни
колеса
Так как и , то по условию формулы (12.14) [24] принимаем коэффициенты долговечности ;. Пологая шероховатость переходной поверхности между зубьями при зубофрезеровании с высотой микронеровности , принимаем и . При нереверсивной работе .Для кованной заготовки
По табл.12.10 [24] определяем пределы выносливости зубьев при изгибе:
для шестерни
для колеса
Допускаемые напряжения изгиба по формуле (12.13) [24]:
для шестерни
для колеса
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
Принимаем коэффициент ширины венца для симметрично расположенного относительно опор колеса: (§13.4) [24]. По формуле 12.6 [24]:
По табл. 12.3 [24] выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы: Значение коэффициента
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
