3 Прочностной расчет элементов привода
3.1 Проектный расчет передач
1.7 Мощность, частота вращения и вращающие моменты на всех валах
1.7.1 Ведущий вал редуктора
1.7.2 Ведомый вал редуктора
1.7.3 Вал конвейера
Таблица 2 - Результаты кинематического расчета привода
Валы привода |
Величина |
|||
Р, кВт |
n, об/мин |
ω, рад/с |
Т, Н·м |
|
Ведущий вал привода |
8,05 |
975 |
102,05 |
78,883 |
Ведомый вал редуктора |
6,376 |
78 |
8,164 |
780,99 |
Вал конвейера |
6 |
18,14 |
1,899 |
3159,558 |
Особенностью соосного редуктора является равенство межосевых расстояний для тихоходной и быстроходной ступеней: ат = а6. Поэтому эти редукторы почти всегда косозубые, так как только в этом случае легче осуществляется соосность. Обычно сначала рассчитывается тихоходная ступень, а затем в полученные размеры «вписывается» уже быстроходная.
. Определение межосевого расстояния
Согласно ГОСТ 21354-87, из условия сопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев межосевое расстояние определяется:
|
5.1 |
где Kа – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач Kа = 495, для косозубых и шевронных Kа = 430);
u – передаточное число;
Т3 – номинальный крутящий момент на колесе тихоходной ступени, Нм;
KНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии;
ψbа – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния; Если первая ступень имеет коэффициент ширины ψbа = 0,4, то вторая ступень должна иметь коэффициент ψbа не менее 0,6 при одних и тех же материалах шестерен и колес и твердости поверхностей зубьев.
[σ ]Н – допускаемое контактное напряжение, МПа;
Примечания: 1. Индекс «1» относится к шестерне, индекс «2» относится к колесу.
2. « + » ставится при расчете внешнего, а « - » внутреннего зацепления.
Коэффициент ширины колеса выбирается в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор по таблице 5.1.
3.1 Выбор материала зубчатых колес.
1) выберем твердость, термообработку и материал колес
шестерня
1 и 3 сталь 40x с
твердостью
колесо
2 и 4 сталь 40х с твердостью
Разность
средних твердостей
Определим механические характеристики
шестерня
1 и 3 40х твердость
,
термообработка – улучшения
,
колесо
2 и 4 40х твердость
,
термообработка – улучшения
,
.
Определим среднюю твердость зубьев шестерни и колеса
2)
Определим допускаемые контактные
напряжения
.
Определим
коэффициент долговечности
,
где
- число циклов (млн.) перемены напряжений
соответствующее пределу выносливости
(млн. циклов).
(млн.
циклов);
- число циклов перемены напряжений за
весь срок службы (наработка).
,
где
- угловая скорость соответствующего
вала
(таблица
1)
-
срок службы привода (ресурс)
,
где
- срок службы привода
=7
лет,
- продолжительность смены
=8
часов,
- число смен
=2.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса
Тогда
Рабочий
ресурс привода принимаем
(циклов);
(циклов);
(циклов)
на каждом валу.
млн.
циклов
млн.
циклов
,
т.к.
,
,
,
то
.
Определим
допускаемое контактное напряжение
,
которое соответствует пределу контактной
выносливости при числе циклов перемены
напряжений
.
;
;
;
Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колес.
;
.
Т.к.
,
т.е.
(удовлетворяет условию), то цилиндрическую
зубчатую передачу с прямыми зубьями
рассчитываем по меньшему значению
из полученных для шестерен
и колес
,
т.е. по менее прочным зубьям
.
3)
Определим допускаемых напряжений изгиба
.
Определим
коэффициент долговечности
, где
- число циклов перемены напряжений для
всех стилей, соответствующее пределу
выносливости.
(циклов),
(циклов),
(циклов)
Т.к.
,
то
Определим
допускаемое напряжение изгиба
,
соответствующее пределу изгибной
выносливости при числе циклов перемены
напряжений
.
Определим допускаемое напряжение для изгиба зубьев шестерни и колеса
Расчет
ведется по менее прочным зубьям, т.е. по
.
Расчет зубчатых передач редукторов.
зубчатая передача 1-2.
Проектный расчет
а)
межосевое расстояние
,
где
(вспомогательный
коэффициент)
(коэффициент
ширины венца колеса)
;
(передаточное
число быстроходной передачи);
(вращающий
момент на валу 2);
(коэффициент
неравномерности нагрузки по длине зуба)
Принимаем
б)
модуль зацепления
,
где
(вспомогательный
коэффициент)
(делительный
диаметр колеса)
(ширина
венца колеса)
Принимаем
в) Суммарное число зубьев шестерни и колеса
;
г) число зубьев шестерни
Принимаем
д) число зубьев колеса
е)
определим фактическое передаточное
число
и проверим его отклонение
от заданного
Проверка верна.
ж)
фактическое межосевое расстояние
з) основные геометрические параметры
- делительный диаметр
шестерня
колесо
- диаметр вершин зубьев
шестерня
колесо
- диаметр впадин зубьев
шестерня
колесо
- ширина венца
шестерня
Принимаем
колесо
Принимаем
Проверочный расчет.
и) проверим межосевое расстояние
к) проверим пригодность заготовок колес:
;
(диаметр
заготовки шестерни)
(размер
заготовки шестерни)
Условие выполняется.
л) проверим контактные напряжения:
(вспомогательный
коэффициент)
(окружная
сила в зацеплении)
(коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки
между зубьями)
(коэффициент
динамической нагрузки, зависящий от
окружной скорости колес и степени
точности передачи)
принимаем
степень точности 8
Условие на недогрузку передачи выполняется.
м)
проверим напряжение изгиба зубьев
шестерни
и колеса
:
,
где
,
,
(коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки
между зубьями)
;
(коэффициент формы зуба шестерни и
колеса)
;
(коэффициент, учитывающий наклон зуба)
Все условия выполняются.
зубчатая передача 3-4.
Проектный расчет.
а)
межосевое расстояние
;
;
(т.к. ступень раздвоена);
;
Принимаем
б) модуль зацепления
;
;
;
Принимаем
в) суммарное число зубьев шестерни и колеса
г)
число зубьев шестерни
Примем
д)
число зубьев колеса
е) фактическое передаточное число его отклонение
Условие
выполняется.
ж)
фактическое межосевое расстояние
з) основные геометрические параметры
Проверочный расчет.
и)
межосевое расстояние
к) пригодность заготовок колес:
Условие выполняется.
л)
контактные напряжения
;
,
,
Принимаем
степень точности 9
Условие на недогрузку передачи выполняется.
м) напряжение изгиба зубьев
;
;
;
;
;
;
;
.
Все условия выполняются.