--PAGE_BREAK--2 Эскизный проект 2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
В качестве материалов зубчатых колёс назначаем сталь углеродистую, качественную с термообработкой нормализация или улучшение.
Для шестерни — материал сталь 50, термообработка улучшение [2], диаметр заготовки до 200 мм, твёрдость материала по Бриннелю НВ1 258, предел текучести при растяжении σT1= 540 МПа, предел прочности при растяжении σв1= 790 МПа.
Для колеса назначим материал сталь 50, термообработка нормализация, ориентировочный диаметр заготовки 100 ÷300 мм, предел прочности при растяжении σв2 = 590 МПа, предел текучести при растяжении σт2 = 300 МПа, твердость по Бринеллю НВ2 180.
Определим пределы выносливости
для шестерни НВ1 258:
σHlimb1 = 2HB1+70 =586 MПa;
для колеса HB 180
σHlimb2 = 2НВ2+70 = 430 МПа;
Допускаемые напряжения на контактную выносливость
,
где KHL=1, коэффициент долговечности при длительной работе редуктора.
Для НВ ≤350 по [1, табл 3.4] коэффициент безопасности[ SF]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка).
Для колеса
МПа
Для шестерни
МПа
2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора
Находим межосевое расстояние:
где Ка=49 для прямозубой передачи, КНβ=1,15 [1, стр.32]– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
Принимаем стандартное по ГОСТ 2185-66 .
Модуль передачи:
m = (0,01...0,02)·aw. Принимаем m=4.
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
, принимаем 29.
Число зубьев колеса:
Фактическое передаточное число:
Отклонение от стандартного:
Проверка сборки передачи:
Производим проверку действительных контактных напряжений:
Окружная скорость зацепления:
KНa=1,05 [3, табл.3.4] — коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки между зубьями и KНβ=1 [3, табл.3.5] — коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;
KНυ — коэффициент, учитывающий влияние динамичности нагрузки, для 8 степени точности и полученной окружной скорости по [3, табл.3.8] равен 1,03.
Проверим перегрузку
≤6%, что допустимо.
Расчет на контактную выносливость под действием максимальных нагрузок не проводим, полагая, что ударные нагрузки на привод в процессе эксплуатации незначительны.
Находим геометрические размеры зацепления.
Делительный диаметр:
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин зубьев:
Ширина зубчатого венца:
Находим усилия в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
a = 200– угол зацепления.
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни, так как материал колес передачи одинаков, но коэффициент YF, учитывающий форму зуба, для шестерни больше:
— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [1, табл.3.4];
— коэффициент динамической нагрузки [1, табл.3.4];
=3,9+((3,9-3,8)/(30-25))·(29-25)=3,98, [1, стр.42].
Допускаемое напряжение на выносливость при изгибе
.
Для НВ ≤350 по [3, табл. 3.4] коэффициент безопасности[ SF]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка). При d
Тогда допускаемые напряжения на контактную выносливость
Для колеса МПа
Для шестерни МПа
Следовательно, условие прочности на изгиб соблюдено.
продолжение
--PAGE_BREAK--2.3 Расчет плоскоременной передачи
Находим диаметр ведущего шкива d1 ==276 мм.
По ГОСТ17383-73 принимаем d1 = 280 мм.
Находим диаметр ведомого шкива: d2 = Uр.п.·d1·(1 — e),
где e = 0,01 – коэффициент скольжения [1. стр.120].
d2 = 3×280·(1 – 0,01)=831мм.
Принимаем d2 = 800 мм.
Находим фактическое передаточное число:
=3,8%
Находим ориентировочное межосевое расстояние:
A³ 1,5·(d1 + d2) = 1,5·(280+800)=1620 мм.
Расчетная длина ремня (без учета припуска на соединение концов):
4978 мм
Принимаем L =5000 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:
,
1831 мм
Определяем угол захвата ремнем ведущего шкива:
161°
Находим скорость ремня:
где м/сек- допускаемая скорость.
10,72 м/сек
Определяем частоту пробега ремня:
, где — допускаемая частота пробегов.
2,14 сек-1
Находим окружную силу Ft, передаваемую ремнем:
700, Н
Находим допускаемую удельную окружную силу:
,
где — допускаемая приведенная окружная сила [1, стр.119, табл. 7.1];
Св=1- коэффициент наклона линии центров шкивов к горизонту;
Сα=1-0,003·(180-161)= 0,943- коэффициент угла захвата;
Сv=1,04-0,0004·v2=1,04- коэффициент влияния напряжения от центробежной силы;
Cp=1- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.7.4];
=2,93 H/мм
Находим ширину ремня:
79,6 принимаем b=80 мм [1. стр.119], ширина шкива В =100 мм.
Находим площадь поперечного сечения ремня:
мм2
Находим силу предварительного натяжения ремня:
, Н
Находим и ведомой ветви ремня:
782, Н
82, Н.
Находим силу давления ремня на вал:
458,5, Н
Проверяем прочность ремня по максимальным значениям в сечении ведущей ветви:
где 1,46 МПа — напряжение от силы F1;
— напряжение от изгиба ремня;
МПа- модуль продольной упругости при изгибе [1, стр.123].
1,07 МПа
напряжение от центробежной силы; — плотность материала ремня [1, стр.123].
0,013 МПа;
Предел выносливости МПа — допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней [1, стр.123].
σмах=1,46+1,07+0,013=2,54 МПа≤7МП, условие выполнено.
Проверка долговечности ремня определяется в зависимости от числа циклов, равное 107, от числа пробегов во время эксплуатации Nц=2·3600·Н0·λ [1, стр.124], где λ=== 2,14- число пробега ремня в секунду:
, где Сi≈1,5-0,5=1,5·-0,5=1,63 – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, СН=1, при постоянной нагрузке.
Долговечность
=462255 ч.
продолжение
--PAGE_BREAK--