Смекни!
smekni.com

Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты (стр. 2 из 6)

Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение, твёрдость сердцевины и поверхности 235...262 НВ.

3.2 Определение допускаемых напряжений

Определение допускаемых напряжений проводим в соответствии с пунктом 2.1 2 [3].

Для определения допускаемых напряжений вычислим среднюю твёрдость колёс:

Для шестерни: НBCP1= 0.5· (НBmin+ НBmax) = 0.5 (269 + 302) = 286HB

Для колеса: НВСР2 =0.5· (НBmin+ НBmax) = 0.5 (235 + 262) = 249НВ

3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

Для шестерни:

[σ] Н1НL1 [σ] HO1

Для колеса:

[σ] Н2НL2 [σ] HO2

где КHL1и KHL2 - коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям колеса и шестерни;

[σ] HO1=1.8 НBCP1+67=1.8·286+67=582МПа и

[σ] HO2=1.8 НBCP2+67=1.8·249+67=516МПа

предел контактной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям при термической обработке улучшение:

где NHO1=HBCP13=2863=2.34·107и где NHO2=HBCP23=2493=1.54·107

базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность для колеса и шестерни;

N2=60n2Lh=60·35.8·22484=48.3·107и N1=N2·uц=48.3·107·5.75=277.7·107

действительные числа циклов перемены напряжений для колеса и шестерни;

принимаем KHL1=1 и KHL2=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни:

[σ] H1=1·582=582МПа

[σ] H2=1·516=516МПа

Для дальнейших расчётов принимаем [σ] H=516МПа.

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Для шестерни:

[σ] F1FL1 [σ] FO1

Для колеса:

[σ] F2FL2 [σ] FO2

Где KFL1и KFL2- коэффициенты долговечности при расчёте на изгиб для колеса и шестерни;

[σ] FO1=1.03 НBCP1=1.03·286=275МПа и [σ] FO2=1.03 НBCP2=1.03·249=275МПа –

предел изгибной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по изгибным напряжениям при термической обработке улучшение:

принимаем KFL1= 1 и KFL2= 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:

[σ] F1=1·275=275МПа

[σ] F2=1·275=275МПа

Для дальнейших расчетов принимаем [σ] F=275МПа.

3.3 Определение основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

где Ka = 43 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс (стр.15 [3]);

ψa= 0,4 - коэффициент ширины колеса (стр.15 [3]);

К= 1 - коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке - улучшение (стр.15 [3]);

принимаем aw= 230мм.

Предварительный делительный диаметр колеса:

d2=2·awu/ (u+1) =2·230·5.75/ (5.75+1) = 392 мм

Ширина колеса:

b2 = ψa·aw=0.4·230=92 мм

Модуль передачи:

где Km = 5.8 - коэффициент модуля для косозубых колес;

принимаем m = 2 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

zΣ=2·aw·cosβ/m=2·230·cos10/2=226.5

где β =10º - угол наклона зубьев.

Принимаем zΣ=226.

Число зубьев шестерни:

z1= zΣ / (u+1) =226/ (5.75+1) =33.5≥ z1min=17

Принимаем z1=34.

Число зубьев колеса:

z2= zΣ - z1=226-34=192

Фактическое передаточное число:

uф= z2/ z1=192/34=5,65

Отклонение от заданного передаточного числа:

такое расхождение допускается.

Делительный диаметр шестерни:

d1= z1·m/ cosβ=34·2/cos (10) =69.049 мм

Делительный диаметр колеса:

d2=2аw - d1=2·230-69.049=390.951 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

dа1= d1+2m=69.049+2·2=73.049 мм

dа2= d2+2m=390.951+2·2=394.951 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1= d1-2.5m=69.049-2.5·2=64.049 мм

df2= d2-2.5m=390.951-2.5·2=385.951 мм

Ширина шестерни:

b1= b2 +5=92+5=97 мм

Окружная скорость колеса:

в зависимости от окружной скорости колеса по табл.2.4 [3] принимаем 9 степень точности передачи.

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1

Модуль (мм) Межосевое расстояние (мм) Число зубьев Делительный диаметр (мм) Ширина (мм)
Шестерня 2 230 34 69.049 97
Колесо 192 390.951 92

3.4 Определение сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

Fr=Ft·tg20º/cosβ=8425· tg20º cos10=3114 H

где α=20º - стандартный угол.

Осевая сила в зацеплении:

Fa=Ft·tgα=8425· tg20º = 3066 H

Результаты расчёта представлены в таблице 3.2


Таблица 3.2

Окружная сила (Н) Радиальная сила (Н) Осевая сила (Н)
8425 3114 3066

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

где K=1.1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (стр.20 [3]);

KHV=1.1 - коэффициент динамической нагрузки (стр.20 [3]);

Расчётные контактные напряжения меньше допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.6 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σF2=KYβKKFVYF2Ft /b2m=1·0.93·1·1.2·3.61·8425/92·2=184≤ [σ] F2

где K =1 - коэффициент для косозубых колес (стр. 19 [3]);

Yβ =1-β/140=1-10/140=0,93 - коэффициент;

K = 1 - коэффициент, при термообработке улучшения (стр. 19 [3]);

KFV = 1,2 - коэффициент (стр. 19 [3]);

YF2 = 3,61 - коэффициент формы зуба шестерни принят по таблице 2.5 [3] в зависимости от zV1= z1-cos3β =34/ (cos10) 3=35.6

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.3

Таблица 3.3

Расчётные напряжения Допускаемые напряжения
Расчёт на контактную усталостную прочность 520 516
Расчёт на усталостную изгибную прочность Шестерня 191 275
Колесо 184 275

4. Расчёт клиноремённой передачи

Расчёт производим согласно [4] стр130.

Расчёт начинаем с выбора сечения ремня. В соответствии с рис.7.3 [4] выбираем сечение ремня В.

Диаметр ведущего шкива:

принимаем из ряда стандартных чисел D1 = 200 мм.

Диаметр ведомого шкива учитывая проскальзывание ремня и приняв относительное скольжение ε = 0,015:

принимаем из ряда стандартных чисел D2 =710 мм. Уточняем передаточное отношение:

uрпф= D2/ D1 (1-ε) =710/200 (1-0,015) =3,585

Отклонение от заданного передаточного отношения:

такое расхождение допускается.

Межосевое расстояние передачи:

аmin= 0.55 (D1 - D2) + h= 0.55 (200+710) +14.3=509.6 мм

аmax=2 (D1 +D2) = 2 (200+710) = 1820 мм