Расчет зубчатых передач

Исходные данные (Вариант  26)

F=32 kH, V=1,2 м/с, D=375 мм, t_p=7 лет, К_сут=0,8, К_год=0,4

1. Выбор электродвигателя

Вычислим  к.п.д. привода (1.1)

h=0.995³х0.95х0.95х0,95= 0.8446

Находим потребную мощность электродвигателя (1.2)

P = v*F = 1,2*32=38,4

Р_d =

кВт.

 

По табл.2 выбираем двигатель 4A200L4У3 мощностью Р_Т=45кВт, синхронной частотой вращения n_c =1500 об/мин и скольжением s=1.6%. Вычисляем частоту вращения вала двигателя

n_d =n_c*(1-s/100),

n_d=1500(1- 1,6/ 100) = 1476 об/мин.

Частота вращения барабана транспортера (1.7)

n_b = 60000 х 1,2/(3.14 х375) = 61 об/мин.

Вычисляем передаточное отношение привода (1.5)

i_np = n_d/ n_b,

i_np=1476/61=24.

Выбираем  стандартное передаточное отношение  ременной передачи i_p=3 и вычисляем передаточное отношение редуктора

i_з = 24/ 3 =8.

Расхождение расчетного i_з со стандартным i_СТ=8 согласно (1.9) D_I=(i_з – i_ст)/ i_ст = (8-8)*100%/8 0% не превышает допускаемого. Частота вращения шестерни равна

n₁=1476/8 »492 об/мин

n₂=61 об/мин.

Вращающие моменты на ведущем (1.11) и ведомом (1.12) зубчатых колесах равны

Т₁ = 3х10⁷х45х0.995²х0.95/(3.14х492) = 821880,7 Нмм,

Т₂ = 821880,7х0.95х0.995х8= 6215061,9 Нмм.

 

 

2. Выбор материалов зубчатых колес

Из табл. 3 выбираем для шестерни сталь Ст.45, нормализованную НВ 207; s_Т=600 МПа, s_в=320 МПа и для колеса - сталь Ст.45 нормализованную НВ 180; s_Т=600 МПа, s_в=320 МПа и по формуле табл.4 вычисляем пределы выносливости

s_Hlimb1=2x207+70 = 484 МПа,

s_Hlimb1=2x180+70 = 430 МПа,

Ресурс  работы привода в часах вычисляют  по формуле

t_p(ч)=365х24хk_годхk_сутхt_p(лет)=365х24х0.8х0.4х7 = 19622,4ч.

Согласно (2.3) N_H0 =10⁷. Из графика нагрузки для колеса следует

№ режима	Моменты	Частота вращения	Длительность
max	Tmax=1.2TH	nmax=n2	tmax=0.03tp
I	TI=TH	nI=n2	tI=0.47tp
II	TII=0.6TH	nII=n2	tII=0.50tp

 

N_HE2=60х61х19622,4[(1.2)³0.03+1³0.47+(0.6)³0.5]/(1.2)³=26239856,5.

Так как N_HE2>N_H0, принимаем k_HL=1 для обоих колес. Из табл.4 s_H=1.1. Вычисляем

s_НР1=484х1/1.1=440 МПа,

s_НР2=430х1/1.1=390.91 МПа,

Окончательно  по (2.5) имеем

s_НР=0.45(440+390.91) = 373,91 МПа.

3. Проектный расчет

 

Выбираем  тип зубчатой передачи: косозубая с углом b=12⁰ и коэффициентом ширины венца y_ba=0.250 и вычисляем межосевое расстояние (3.1)

мм.

Расчетное значение округляем до ближайшего стандартного по СТ СЭВ 229-75 =560мм. Нормальный модуль m_n выбираем в пределах интервала (3.2) от 5,6 до 11,2 мм: m_n=7мм. Вычисляем числа зубьев

z_S=2х560х0.9781/7=156,

z₁=156/(1+8) = 17,

z₂=156 - 17 = 139.

Уточняем  передаточное число

u = z₂ / z₁.

u=139/17=8,17.

Расхождение с ближайшим стандартным u составляет . Поэтому уточняем угол наклона

b=arccos(156x7/(2x560))=12,8

и вычисляем  остальные размеры колес по формулам табл.6

Параметр	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр, мм	122	995
Диаметр окружности вершин, мм	136	1010
Диаметр окружности впадин, мм	104	977
Ширина зуба, мм	140	130
Коэффициент ширины ybd	1,125	1,125

 

4. Проверочный расчет на контактную выносливость

Окружная  скорость в зацеплении (4.2)

 м/с.

Уточняем  коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями k_Ha=1.08 по номограмме (рис.4) для 8-й степени точности. По табл.7 определяем k_Hb= 1.0463 для симметрично расположенных колес и y_bd = 1,125,  а по табл.8 уточняем коэффициент динамичности k_HV=1. Определяем контактные напряжение на зубьях колеса

МПа.

Принимая  k_HL=1, Z_R=1, Z_V=1, k_L=1, k_xH=1, s_H=1.1, вычисляем допускаемое напряжение материала колеса (4.3)

МПа.

Поскольку условие прочности не выполняется, определяем перегрузку (4.6)

Расчет  на контактную выносливость при действии максимальных нагрузок не проводим, полагая, что ударные нагрузки на привод в  процессе эксплуатации незначительные.

5. Расчет на выносливость при изгибе

МПа.

Мпа.

По табл.12 находим Y_s=0,925, принимаем k_FL=1 и считаем, что передача нереверсивная, то есть k_FC=1, Y_R=1, k_xF=1, а s_F = 1.75 из табл.4. Находим по (4.17)

,

Мпа

Мпа

 

Эквивалентное число зубьев

.

Из табл.11 находим Y_F1=4,165, Y_F2=3.612. Поэтому дальнейший расчет проводим для колеса (s_FP1/Y_F1>s_FP2/Y_F2).

Окружное  усилие (4.10)

Нмм,

Согласно (4.12)

Поэтому коэффициент k_Fa вычисляем по (4.11)

Коэффициент k_Fb=1.525 по табл.9. Используя табл.10, вычисляем (4.16) окружную динамическую силу, по (4.13)- коэффициент динамичности, а по (4.16) – коэффициент наклона

А теперь вычисляем напряжение изгиба (4.9)

Таким образом, условие прочности по напряжениям  изгиба выполнено также, как и по контактным напряжениям. То есть спроектированная зубчатая пара прочная.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Воронежский государственный технический университет

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчетно-графическая  работа №1

 

Расчет зубчатых передач

 

 

Вариант №32

 

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил: студент  ПТ-072

Рязанцев  С.

Проверил: Струков А.Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Воронеж, 2009