Детали машин курсовое проектирование Клоков 2009

где Flim – предел изгибной выносливости при нереверсивной работе и твердости поверхности зубьев НВ < 350, который определяют по формуле:

SF = 1,55–1,75 – коэффициент безопасности для нормализованных и улучшенных зубьев.

YA – коэффициент режима работы; для нереверсивной передачи YA = 1, для реверсивной YA = 0,7…0,8.

Если число циклов нагружения NFЕ > NFG, то 6 NFG прини-

NFЕ

мают равным 1.

Расчетная формула для расчета на изгиб зубьев колеса прямозубой передачи:

Для зубьев колеса косозубой и шевронной передачи:

гдеFt2 = 2Т2 – окружное усилие на колесе, Н; d2

Т2 – вращающий момент на валу колеса, Н·м; d2 – делительный диаметр колеса, м;

b2 – ширина зубчатого колеса, мм;

тпcm – стандартный нормативный модуль, мм;

YFS2 – коэффициент формы зуба, значения которого выбираются для некорригированных передач в зависимости от числа зубьев Z для прямозубых передач и ZV – для косозубых и шевронных по таблице 10 [7].

31

КFβ – коэффициент концентрации нагрузки, который выбирают по таблице 11 в зависимости от коэффициента ширины шестерни относительно диаметра bd . При НВ < 350 bd рас-

считывают по формуле 2.24.

Таблица 11

Значения коэффициента КFβ

КFV – коэффициент динамической нагрузки выбирают из таблицы 12 в зависимости от степени точности и окружной скорости V, м/с.

В числителе приведены значения для прямозубых колес, в знаменателе – для косозубых.

32

КFα – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между парами зубьев, одновременно находящихся в зацеплении. Его выбирают в зависимости от окружной скорости V, м/с и степени точности изготовления передачи по таблице 13.

YFβ – коэффициент повышения прочности косозубых и шевронных передач по напряжениям изгиба:

Y

YFβ = ; (2.57)

Yβ – коэффициент повышения прочности косозубых и шевронных передач вследствие наклона контактной линии к основанию зуба:

Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой

отношение F меньше.

YFS

33

2.7. Расчет цилиндрических зубчатых передач на кратковременную пусковую перегрузку

По контактным напряжениям

гдеσН mах – максимальное контактное напряжение, возникающее во время пуска; σН – расчетное контактное напряжение, определяемое по

формулам (2.46) и (2.47);

Тпуск – максимальный момент, возникающий во время пуска; Т – номинальный вращающий момент.

Отношение Тпуск дано в задании (см. циклограмму нагрузки).

Т

[σ]Н mах – максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке определяемое для нормализованных и улучшеных зубьев с НВ ≤ 350 по формуле:

гдеσF mах – максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке;

σF – расчетное напряжение изгиба, определяемое по форму-

лам (2.53) и (2.54);

Тпуск – максимальный момент, возникающий во время пуска; Т – номинальный вращающий момент;

Отношение Тпуск дано в задании (см. циклограму нагрузки).

Т

[σ]F mах – максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой перегрузке, определяемое для нормализованных и улучшенных зубьев с НВ ≤ 350 по формуле:

34

3.ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА ПРИВОДОВ

3.1.Пример расчета привода ленточного конвейера

спрямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной

передачей

Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 2 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:

Окружное усилие на ведущем барабане конвейера

Ft = 1050 Н

Скорость ленты конвейера (окружная скорость на барабане)

V= 2,1 м/с.

Диаметр барабана Dбар = 0,325 м.

Время работы в сутки tсут = 8 час., t = 5 час., t = tсут – t = = 8 –5 = 3 час.

Рэл.двиг. потр = Рпотр = 2,205 = 2,46 кВт,

общ 0,895

гдеηобщ= ηкл. рем · η3подш · ηзац · ηмуфты = 0,96·0,993·0,97·0,99 = 0,895.

Значения ηкл. рем, ηподш, ηзац, ηмуфты выбраны из таблицы 2.

35

Рис. 2. Привод ленточного конвейера с прямозубым редуктором: 1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная; 3 – редуктор горизонтальный; 4 – муфта комбинированная; 5 – барабан приводной

36

Выбираем по каталогу электродвигатели, удовлетворяющие по мощности (табл. П1), т.е. с мощностью Р = 3 кВт. Это электродвигатели: 90L2, 100S4, 112MА6, 112MВ8, имеющие соответственно асинхронную частоту вращения: 2850 мин-1, 1410 мин-1, 950 мин-1, 709 мин-1.

4.Передаточные числа привода и редуктора.

В соответствии с рекомендациями таблицы 1 для одноступенчатого редуктора больше подходит Uредуктора 2 = 3,8, поэтому

вприводе конвейера используем электродвигатель 100S4.

5.Частоты вращения валов:

37

6. Мощности на валах:

Р0 = Рэл.двиг.потр = 2,46 кВт

Р1 = Р0 · ηкл.рем · ηподш = 2,46 · 0,96 · 0,99 = 2,34 кВт

Р2 = Р1 · ηзац · ηподш = 2,34 · 0,97 · 0,99 = 2,25 кВт

Р3 = Р2 · ηмуф · ηподш = 2,25 · 0,99 · 0,99 = 2,205 кВт

8. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания) (2.10):

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.12):

ТНЕ = tНЕ · д · L = 7,19 ·260 · 5 = 9347 час.,

38

где д = 260 – число рабочих дней в году; L = 5 лет – срок работы передачи.

9.Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса

ишестерни (2.13):

NНЕ 2 = 60 · п2 · ТНЕ= 60 · 123,7 ·9347= 69261270 = 6,9 · 107 циклов

NНЕ 1 = NНЕ 2 · Uред = 6,9 · 107 · 3,8 = 26,2 · 107 циклов

10. Выбор материала шестерни и колеса.

Принимаем по таблице 5 для шестерни сталь 40ХН с

σв = 900 МПа, σт = 700 МПа, НВ = 265 – 295. Термообработка:

закалка 790 C, масло + отпуск 540 C, воздух.

Для колеса в соответствии с рекомендациями (2.9):

НВ2min = HB1min – (15)(20…30)(50),

11. Средняя твердость шестерни:

При средней твердости шестерни НВ1 = 280 базовое число циклов нагружения NHG 1 = 2,2·107, а для колеса при НВ2 = 244 базовое число циклов нагружения NHG 2 = 1,7·107 (таблица 6).

12. Предел контактной выносливости для колеса (2.17):

σН lim2 = 2НВ2 + 70 = 2 · 244 + 70 = 558 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для колеса (2.16):

39

Предел контактной выносливости для шестерни:

σН lim1 = 2НВ1 + 70 = 2 · 280 + 70 = 630 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

Коэффициент безопасности SН = 1,1.

Расчет ведем по меньшему значению допускаемых контактных напряжений, т.е. по [σ]Н2 = 507 МПа.

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи (2.21):

При твердости зубьев НВ < 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем ba = 0,5 (стр. 25), тогда bd будет равен (2.24):

bd = 0,5 · ba (U + 1) = 0,5 · 0,5 (3,8 + 1) = 1,2.

По таблице 7 находим значение КНβ = 1,07.

Предполагая, что окружная скорость передачи V2 < 5 м/c и принимая 8-ю степень точности изготовления передачи (в соот-

5072 3,8 0,5

Найденное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения (2.25): aw ст = 112 мм.

14. Ширина зубчатых колес:

b2 = ba · aw ст = 0,5 · 112 = 56 мм;

b1 = b2 + 5 мм = 56 + 5 = 61 мм.

40