РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ


Рассчитать цилиндрическую косозубую передачу привода ленточного транспортера, представленного на схеме. Схема приводи Исходные данные Мощность на ведомом валу Частота вращения ведомого нала Срок службы передачи иниснт использования передачи: в течение года и течение суток Продолжительность включения Режим работы. легкий Тип привода нереверсивный Тип ременной передачи Решение I. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров при иода 1.1. Выбор электродвигателя. Требуемая мощность электродвигателя общий КПД привода , - КПД зубчатой передачи, \\2 - КПД ременной передачи, г|, - КПД одной пары подшипников качения. Согласно табл. П.2 приложения, примем ц, --0.98, ц2 =0.96, i], =0.99. Тогда ЛР= - 17.35 кВт. Р 0.922 Синхронную частоту вращения двигателя В1»|бираем из диапазона /;с= (5... 10) п2= (5... 10) 245 - 1225...2450 мин'1. По требуемой мощности из табл. Г1.1 приложения выбираем асинхронный электродвигатель 4Л160М4 с ближайшей большей стандартной мощностью Pt= 18.5 кВт. синхронной частотой вращения лс = 1500 об/мин и скольжением S - 2.2 %. 1.2. Частота вращения вала двигателя 1.3. Общее передаточное число привода «ов ~ ~ —— = 5.99. п2 245 1.4. Передаточное число зубчатой передачи. Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 5 с округлением до стандартного значения (см. табл. 3). Примем и - 4. 1.5. Передаточное число ременной передачи 1.6. Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода): Wo-- 1467 мин 1467 1.7. Мощности на налах: 1.8. Крутящие моменты, передаваемые налами. Крутящий момент на налу определяется но формуле Т,- 9550—. Отсюда - 9550— - 9550-— = 112.95 И-м, п0 1467 Р 16 49 7] - 9550-9550~— - 161.02 Н-м, л, 978 7*2— 9550- 9550--— = 624.95 И-м. и 244.5 2. Расчет зубчатой передачи 2.1. Выбор материалов губчатых колес Определим размеры характерных сечений заготовок но формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи и > 2.5 шестерня изготавливается и виде вала-шестерни. Тогда56 Диаметр 'заготовки колеса cfk — uDm~ 4-68.54 — 274.16 мм. Выбираем материалы зубчатых колее по табл. 4. Принимаем для колеса и шестерни - сталь 45, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269...302 ПН, Dm\ - 80 мм, твердость поверхности зуба колеса 235...262 ПН, Snti = 80 мм. Условия Dm < £>„,, и S„,. выполняются. Средние значении твердости поверхности зуба шестерни и колеса 2.2. Определение допускаемых напряжений 2.2.1. Допускаемые кон тактные напряжения Для их определения используем зависимость Пределы контактной выносливости найдем но (формулам табл. 5: Коэффициенты безопасности S/n -1.1, Sm~\A (см. табл. 5). Коэффициенты долговечности Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (см. табл. 4): Эквивалентные числа циклов напряжений де 0.125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (см. табл. 6). Суммарное число циклов нагружения где с - 1; /л - суммарное время-работы передачи; {,, ~ 365£24/С,ЛГсПВ. Здесь ПВ = 0.01ПВ% - 0.01-25 - 0.25. В результате расчетов получим: Поскольку N/,i;i > А///(ц. примем Ктл 1. Вычислим Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса ст//п= = 582.73 МПа, а//Л2 - -567^077 555.14 МПа, Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи: ст/,/> = 0.45(а//л н-(тш)« 0.45(582.731-555.14)« 512.04 МПа Условие выполняется. 2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба Вычисляем по формуле Для определения входящих в формулу величии используем данные табл. 7. Пределы изгибион выносливости зубьев: Коэффициенты безопасности при изгибе: Л'/i — 1.7, S1.-2 - 1.7. Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода: AVn ~ 1, AVc? - 1-Коэффицнен гы долговечности где q, - показатель степени кривой усталости, r/j - 6, с/2= 6 (см. табл. 6); N/хг- 4-10Л- базовое число циклов при изгибе. Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе NИ /> N^ где '0.038, ц/.у 0.038 - коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы (см. табл. 6), тогда Вычислим Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: 2.3. Проектный расчет передачи 2.3.1. Межосевос расстояние где Kt = 410 для косозубых передач. Примем коэффициент ширины зубчатого венца для косозубой передачи \\//и,~ 0.4 (ряд на с.4). На этапе проектного расчета зададимся значением коэффициента контактной нагрузки Кц- 1-2. Тогда Полученное межосевос расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (см. табл. 2): ак- 160 мм. 2.3.2. Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения Рекомендуемый диапазон для выбора модуля Из полученного диапазона выберем стандартный модуль т„- 2 мм (см. табл. 1), учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применя ть не рекомендуется. Суммарное число зубьев передачи Полученное значение ZL округлим до ближайшего целого числа Z, - 157 и определим делительный угол наклона зуба Число зубьев шестерни Округлим полученное значение до ближайшего целого числа 7.\ - 31. Число зубьев колеса Т.2-У.г Z\ ~ 157-31 = Фактическое передаточное число //л, = =-- 4.0645. При отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5 %. Поскольку Z| > 17, примем коэффициенты смещения д-,-0,д'2-0. 2.3.3. Ширина зубчатых веннов и диаметры колес L1Jирина зубчатого венца колеса bw-r-V/,„ tfM.-0.4• 160=64 мм. Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с. 10: bw2 = 63 мм. Ширину зубчатого венца шестерни b„\ принимают на 2...5 мм больше чем />и2.Примем bul-67 мм. Определим диаметры окружностей зубчатых колес: делительные окружноеги dt~----, окружности вершин зубьев d„j- 2/н(1+лгД окружности впадин зубьев dti= dr2w( 1.25-*,), 4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи 60000 600(Ю Для полученной скорости назначим степень точности передачи 8 (см. табл. 8), учитывая, что nKt 9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется. 2.4. Проверочный расчет передачи 2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу " 8400 для косозубых передач. Коэффициент контактной нагрузки Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями 5 для косозубых передач; К,х. - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при НВ2 ^ 350 для определения Kw используем выражение Ки" 0.002№2 + 0.036(К 9) - 0.002-248.5 + 0.036-(3.236 9) - 0.289. Тогда К,иг 1 + 0.15-(К 5)-0.289= 1.13. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Для определения К^ найдем коэицнент ширины венца по диаметру По значению ц определим А'^ -1.04 методом линейной интерполяции (см. табл. 9), тогда К- 1 +(1.04 I) 0.289 « 1.011, Динамический коэффициент Кш- = 1.065 определим методом линейной интерполяции по табл. 10. Окончательно найдем Кц 1.13-1.0II • 1.065 -- 1.2 i 7, Поскольку о//>0///., выполним расчет перегрузки по контактным напряжениям 2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев 11аиряжения изгиба в зубе шестерни I'l '/Коэффициент формы зуба при .v, := О эквивалентное число зубьев, cos р Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона чуба па его прочность, для косозубых передач - Ур«0.52. Коэффициент нагрузки при изгибе Kh- - КГп КГу К^. Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости: В результате получим Напряжение изгиба в зубьях колеса