![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Выбор материала, термообработки и твердости
Таблица 10.12 Механические характеристики некоторых марок сталей для изготовления зубчатых колес И других деталей
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ ]Н1 и колеса [σ ]Н2 в следующем порядке: Таблица 10.13 Значение числа циклов N Н0
а) определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни КHL 1 и колеса KHL 2: где NН0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл. 10.13); N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N = 573ω Lh. Здесь ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh – срок службы привода (ресурс). Для нормализованных или улучшенных колес 1 ≤ KHL ≤ 2, 6; для колес с поверхностной закалкой 1 ≤ KHL ≤ 1, 8. Если N > NH0, то принять КHL = 1. б) по табл. 10.11 определить допускаемое контактное напряжение [σ ]H01 и [σ ]H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH01 и NH02; в) определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ ]H1 и колеса [σ ]H2: [σ ]H1 = KHL1[σ ]H01; [σ ]H2 = KHL2[σ ]H02. Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при HB1ср – НВ2ср = 20…50 рассчитывают по меньшему значению [σ ]H из полученных для шестерни [σ ]H1 и колеса [σ ]H2, т. е. по менее прочным зубьям. Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерки и колеса HB1ср – НВ2ср ≥ 70 и твердости зубьев колеса Н≤ 350 НВ2ср рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению: [σ ]H =0, 45([σ ]H1 + [σ ]H2). При этом [σ ]H не должно превышать l, 23[σ ]H2 для цилиндрических косозубых колес и 1, 15[σ ]H2 для конических колес с непрямыми зубьями. В противном случае [σ ]H = l, 23[σ ]H2 и [σ ]H = 1, 15[σ ]H2. Определение допускаемых напряжений изгиба [σ ]F, Н/мм2. Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [σ ]F1 и [σ ]F2, которые определяются в следующем порядке: а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL 1 и колеса KFL 2:
где NF 0 = 4∙ 106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка). При твердости Н ≤ 350 НВ1 ≤ KFL≤ 2, 08; при твердости Н ≥ 350 НВ 1 ≤ KFL ≤ 1, 63. Если N > NF0, то принимают КFL = 1; б) допускаемое напряжение изгиба [σ ] F 01 и [σ ] F 02, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF 0 (по табл. 22); в) допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ ] F 1 и колеса [σ ] F 2: [σ ] F 1 = KFL 1[σ ]F01; [σ ]F2 = KFL 2[σ ] F 02. Для реверсивных передач [σ ]F уменьшают на 25 %. Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [σ ] F из полученных для шестерни [σ ] F 1 и колеса [σ ] F 2, т. е. по менее прочным зубьям.
Решение задачи «Расчет привода цепного конвейера»
Рис. 10.24 Привод подвесного конвейера: 1 – двигатель; 2 – упругая муфта со звездочкой; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – коническая зубчатая передача; 5 – звездочка грузовой цепи
Исходные данные: Тяговая сила цепи F = 2кН. Скорость грузовой цепи v = 0, 45м/с. Шаг грузовой цепи р = 80 мм. Число зубьев звездочки z = 7. Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ = 5%. Срок службы привода L Г = 6 лет. Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода Определяем требуемую мощность подвесного конвейера: P = F · v =2·103·0, 45=900 Вт. Общий КПД привода: h = hз.пhм hп.кhо.п, где hз.п = 0, 97 КПД пары зубчатых колес(закрытой передачи) (табл. 10.8); hм = 0, 98 КПД муфты; hп.к = 0, 99 подшипников качения; hо.п = 0, 96 зубчатой передачи (открытая передача); h = 0, 97·0, 98·0, 993·0, 96 = 0, 885. Требуемая мощность электродвигателя:
По табл. 10.7 выбираем двигатели серии А4 с номинальной мощностью 1, 1 кВт
Частота вращения приводного вала рабочей машины: Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов: U p = n д.в / n р.м, и произведем разбивку общего передаточного числа, принимаем передаточное число редуктора: u p = 4, 5.
Определим допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины: Допускаемая частота вращения приводного вала рабочей машины: [ n р.м]= n р.м +∆ n р.м = 48, 21 +2, 41=50, 62 об/мин. Фактическое передаточное отношение привода: Передаточное отношение открытой передачи:
Частоты вращения и угловые скорости валов редукторов и приводного барабана: wдв = pnдв/30 = p 920/30 = 96, 34 рад/с.
Вращающий момент на валу электродвигателя Т д.в = P д.в/ wд.в = 1, 1 103/96, 34 = 11, 42 Н·м. Вращающий момент на валу шестерни Т 1 = Т дв hм hп.к = 11, 42·0, 98·0, 99 = 11, 08 Н м. Вращающий момент на валу колеса Т 2 = Т 1 uз.п hз.п hп.к = 11, 08·4, 5·0, 97·0, 99 = 47, 87 Н м. Вращающий момент на валу рабочей машины Тр.м = Т2 uо.п hо.п = 47, 87·4, 04·0, 96 = 185, 66 Н м. Расчет зубчатых колес редукторов Выбор твердости, термообработки и материалов колес Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200. Выбор допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений N Но: [s]Но=1, 8∙ НВср + 67, где HBср — средняя твердость зубьев шестерни и колеса, НВср = (200+230)/2=215; [s]Но=1, 8∙ НВср +67=1, 8∙ 215+67=454 МПа. Определим коэффициент долговечности:
где N H0 =10 млн циклов – базовое число циклов (табл.10.12); N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); N = 573ω LH, где ω ‑ угловая скорость соответствующего вала; L H –срок службы привода, ч; L Н = L Г 365KГ t с L с Kс, где K Г = 0, 8 – коэффициент годового использования; t с = 8 ч, продолжительность смены; L с = 2 – число смен в день; K с = 0, 9 – коэффициент сменного использования. Определим коэффициент долговечности шестерни: L Н = L Г 365 K Г tс L с K с = 6 365 0, 8 8 2 0, 9 = 25, 2 103 ч. N 1 = 573∙ ω 1 L H = 573 96, 34 25, 2 103 = 1, 39 109 циклов. N 2 = 573∙ ω 1 L H = 573 21, 41 25, 2 103 = 3, 09 108 циклов.
Принимаем коэффициенты долговечности KHL1 = KHL2 =1. Допускаемые контактные напряжения: [s]Н1 = [s]Но КLH 1 = 454 МПа; [s]Н2 = [s]Но КLH 2 = 454 МПа. Выбор допускаемых напряжений изгиба Допускаемые напряжения изгиба при числе циклов перемены напряжений NF о: [s] F о = 1, 03∙ НВ ср = 1, 03∙ 215 = 221, 45 МПа. Коэффициент долговечности рассчитываем аналогично по формуле
K F1 = K FL2 = 1. Допускаемые напряжения изгиба: [s] F 1 = [s] F 2 = [s] F о K F 1 = 221, 45 МПа. Межосевое расстояние При выбранной термообработке колес и скорости колеса V < 15 м/с зубья полностью прирабатываются и коэффициент K Н β = 1, 0. Принимаем для цилиндрических колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
где Передаточное число нашего редуктора Uр = 4, 5 Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 6 аW = 95 мм. Нормальный модуль зацепления. Принимаем по следующей рекомендации: где Кm = 5, 8 для прямозубых передач; Т 2 = 47, 87 Нм; d 2 = 2 aw u /(u +1) = 2∙ 95∙ 4, 5/(4, 5+1) = 155, 45 мм; b 2 = ψ a a w =0, 315∙ 95 = 30 мм. Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел: Таблица 10.14 Стандартные значения m
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 1, 5 мм. z 1 = 2 dW / m (U +1) = 2∙ 95/1, 5· (4, 5+1) = 23. Принимаем z 1 = 23 тогда z 2 = z 1· u = 23·4, 5 = 103, 5. Примем z 2 = 104, тогда U ф = z 2/ z 1 = 104/23 = 4, 521. Отклонение от заданного передаточного числа U ф = (4, 521-4, 5)100%/4, 5 = 0, 46%, что меньше установленных ГОСТ 12289 – 76 3%. Рис. 10.25 Основные размеры шестерни и колеса (рис.10.25): диаметры делительные: d 1 = m ∙ z 1 = 1, 5∙ 23 = 34, 5 мм; d 2 = m ∙ z 2 = 1, 5∙ 104 = 156 мм. Проверка: aW = (d 1+ d 2)/2 = (34, 5 + 156)/2 = 95, 25 мм; диаметры вершин зубьев: da 1 = d 1+ 2∙ m = 34, 5 + 2∙ 1, 5 = 37, 5 мм; da 2 = d 2+ 2∙ m = 156+ 2∙ 1, 5 = 159 мм; диаметры впадин зубьев: df 1 = d 1 – 2, 5∙ m = 34, 5 – 2, 5∙ 1, 5 = 30, 75 мм; df 2 = d 2 – 2, 5∙ m = 156 – 2, 5 · 1, 5 = 152, 25 мм; ширина колеса b 2 = Y baaW = 0, 315 · 95 = 30 мм ширина шестерни b 1 = b 2 · 1, 1 = 30∙ 1, 1 = 33 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: Y bd = b 1/ d 1 = 33/34, 5 = 0, 96. Окружная, скорость колес и степень точности передачи V = w1 d 1/2 = 96, 34∙ 34, 5∙ 10-3/2 = 1, 66 м/c. При такой скорости для прямозубых колес следует принять 9-ю степень точности (см.табл. 10.17).
|