Файл: 1. Описание технологического процесса 1 Конструктивное описание оборудования.docx
Добавлен: 06.12.2023
Просмотров: 93
Скачиваний: 3
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
,(39)
76,54 рад/с.
Общее передаточное число по формуле [3, с.185]:
,(40)
,
Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 20758 – 75 [3, с.30] u = 6,3.
2.6.2 Определение вращающих моментов
На валу шестерни вращающий момент определяем по формуле [3, с.215]:
,(41)
200 Н·м.
Вращающий момент на валу барабана:
М2 = М1 · u, (42)
М2 = 200 · 6,3 = 1260 Н·м.
Таблица 1 – Основные параметры конвейера.
2.7 Расчет зубчатых колес
Выбор материала.
Так как особых требований к габаритам передачи не предъявляется, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ200 [3, с.28].
2.7.1 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [3, с.27]:
,(43)
где σНlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой – улучшением, он равен [3, с.27]:
σНlimb = 2 · НВ + 70;(44)
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1;
[SH] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,2.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, с.29]:
[σH] = 0,45 · ([σH1] + [σH2]);(45)
для шестерни:
442 МПа;
для колеса 1:
392 МПа;
для колеса 2:
[σH2] = 392 МПа.
[σH] = 0,45 · (442 + 392) = 375 МПа.
Требуемое условие [σH] ≤ 1,23 · [σH2] выполнено.
2.7.2 Конструктивные параметры передачи
Принимаем предварительно по [3, с.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение КНβ = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [2]:
.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [3, с.26]:
,(46)
где Ка – коэффициент косозубых колес, Ка = 43;
≈ 129,7 мм.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 аω = 160 мм.
Нормальный модуль зацепления находим по формуле [3, с.30]:
mn = (0,01 ÷ 0,02) · аω,(47)
mn = (0,01 ÷ 0,02) · 160 = 1,6 ÷ 3,2 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 3 мм [2].
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10º и определим числа шестерни и колеса по формуле [3, с.31]:
,(48)
14;
z2 = z1 · u,(49)
z2 = 14 · 6,3 = 88.
Уточненное значение угла наклона зубьев [3, с.31]:
,(50)
;
принимаем β = 17º01'.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные по формуле [3, с.38]:
,(51)
43,922 мм,
276,078 мм.
Проверка:
мм.
Диаметры вершин зубьев:
da = d + 2 · mn,(52)
da1 = 43,922 + 2 · 3 = 49,922 мм,
da2 = 276,078 + 2 · 3 = 282,078 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψba · aω,(53)
b2 = 0,4 · 160 = 64 мм.
Ширина шестерни:
b1 = b2 + 5,(54)
b1 = 64 + 5 = 69 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
,(55)
.
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
,(56)
1,65 м/с.
При такой скорости для косозубых колес принимаем 8 степень точности [3, с.27].
Коэффициент нагрузки:КН = КНβ · КНα · КНv,(57)
где КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; при v = 1,65 м/с и 8 степени точности КНα = 1,075;
КНβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; при ψbd = 1,08, твердости НВ≤350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала передачи КНβ = 1,125;
КНv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для косозубых колес при v ≤ 5 м/с КНv = 1.
Таким образом:
КН = 1,125 · 1,075 · 1 = 1,21.
Проверка контактных напряжений по формуле [3, с.34]:
,(58)
333 МПа.
Условие σН < [σH] выполнено.
Силы, действующие в зацеплении [3, с.217]:
окружная
,(59)
9108 Н;
радиальная
,(60)
где α – угол профиля зуба, α = 20º;
3095 Н;
осевая
Fa = Ft · tgβ,(61)
Fa = 9108 · tg 17º01' = 2786 Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [3, с.38]:
≤ [σF],(62)
здесь коэффициент нагрузки КF равен [3, с.38]:
КF = КFβ · КFv(63)
При ψbd = 1,08, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор К
Fβ = 1,26, КFv = 1,1.
Таким образом, коэффициент нагрузки:
КF = 1,26 · 1,1 = 1,39
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv [3, с.38]:
;(64)
у шестерни
≈ 16,
у колеса
≈ 92,
таким образом YF1 = 3,80 и YF2 = 3,60.
Допускаемое напряжение определяем по формуле [3, с.39]:
,(65)
где
- предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов; для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350
= 1,8 НВ [2];
[SF] – коэффициент безопасности;
[SF] = [SF]' · [SF]";(66)
для поковок и штамповок [SF]" = 1, [SF]' = 1,75;
[SF] = 1,75 · 1 = 1,75;
для шестерни: = 1,8 · 230 = 415 МПа,
= 1,8 · 200 = 360 МПа.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
237 МПа,
для колеса
МПа.
Находим отношение
:
для шестерни
МПа,
для колеса
МПа.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и КFα [3, с.35]:
,(67)
,
;(68)
где n – степень точности зубчатых колес, n = 8;
εα – коэффициент торцового перекрытия, εα = 1,5;
0,92.
Проверяем прочность зубьев колеса:
≈ 198 МПа.
Условие σF2 = 198 МПа < [σF2] = 206 МПа выполнено.
2.7.3 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении определяем по формуле [3, с.94]:
,(69)
≈ 29,4 мм;
принимаем dв1 = 30 мм;
принимаем под подшипники dп1 = 35 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Рисунок 5 – Конструкция ведущего вала.
Ведомый вал:
диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τk] = 25 МПа:
≈ 63,6 мм.
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда : dв2 = 65 мм ; диаметр вала под подшипниками dп2 = 70 мм; под зубчатым колесом dк2 = 75 мм.
Рисунок 6 – Конструкция ведомого вала.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
76,54 рад/с.Общее передаточное число по формуле [3, с.185]:
,(40) ,Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 20758 – 75 [3, с.30] u = 6,3.
2.6.2 Определение вращающих моментов
На валу шестерни вращающий момент определяем по формуле [3, с.215]:
,(41) 200 Н·м.Вращающий момент на валу барабана:
М2 = М1 · u, (42)
М2 = 200 · 6,3 = 1260 Н·м.
Таблица 1 – Основные параметры конвейера.
| Параметры | Валы | ||
| обозначение | единицы измерения | 1 | 2 |
| Р | кВт | 15 | 14,4 |
| n | об/мин | 731,25 | 115 |
| ω | рад/с | 75 | 12 |
| M | Н·м | 200 | 1260 |
| u | | 6,3 | |
2.7 Расчет зубчатых колес
Выбор материала.
Так как особых требований к габаритам передачи не предъявляется, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ200 [3, с.28].
2.7.1 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [3, с.27]:
,(43)где σНlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой – улучшением, он равен [3, с.27]:
σНlimb = 2 · НВ + 70;(44)
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1;
[SH] – коэффициент безопасности, [SH] = 1,2.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, с.29]:
[σH] = 0,45 · ([σH1] + [σH2]);(45)
для шестерни:
442 МПа;для колеса 1:
392 МПа;для колеса 2:
[σH2] = 392 МПа.
[σH] = 0,45 · (442 + 392) = 375 МПа.
Требуемое условие [σH] ≤ 1,23 · [σH2] выполнено.
2.7.2 Конструктивные параметры передачи
Принимаем предварительно по [3, с.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение КНβ = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [2]:
.Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [3, с.26]:
,(46)где Ка – коэффициент косозубых колес, Ка = 43;
≈ 129,7 мм.Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66 аω = 160 мм.
Нормальный модуль зацепления находим по формуле [3, с.30]:
mn = (0,01 ÷ 0,02) · аω,(47)
mn = (0,01 ÷ 0,02) · 160 = 1,6 ÷ 3,2 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 3 мм [2].
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10º и определим числа шестерни и колеса по формуле [3, с.31]:
,(48) 14;z2 = z1 · u,(49)
z2 = 14 · 6,3 = 88.
Уточненное значение угла наклона зубьев [3, с.31]:
,(50) ;принимаем β = 17º01'.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные по формуле [3, с.38]:
,(51) 43,922 мм,
276,078 мм.
Проверка:
мм.Диаметры вершин зубьев:
da = d + 2 · mn,(52)
da1 = 43,922 + 2 · 3 = 49,922 мм,
da2 = 276,078 + 2 · 3 = 282,078 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψba · aω,(53)
b2 = 0,4 · 160 = 64 мм.
Ширина шестерни:
b1 = b2 + 5,(54)
b1 = 64 + 5 = 69 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
,(55) .Окружная скорость колес и степень точности передачи:
,(56) 1,65 м/с.При такой скорости для косозубых колес принимаем 8 степень точности [3, с.27].
Коэффициент нагрузки:КН = КНβ · КНα · КНv,(57)
где КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; при v = 1,65 м/с и 8 степени точности КНα = 1,075;
КНβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; при ψbd = 1,08, твердости НВ≤350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала передачи КНβ = 1,125;
КНv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для косозубых колес при v ≤ 5 м/с КНv = 1.
Таким образом:
КН = 1,125 · 1,075 · 1 = 1,21.
Проверка контактных напряжений по формуле [3, с.34]:
,(58) 333 МПа.Условие σН < [σH] выполнено.
Силы, действующие в зацеплении [3, с.217]:
окружная
,(59) 9108 Н;радиальная
,(60)где α – угол профиля зуба, α = 20º;
3095 Н;осевая
Fa = Ft · tgβ,(61)
Fa = 9108 · tg 17º01' = 2786 Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [3, с.38]:
≤ [σF],(62)здесь коэффициент нагрузки КF равен [3, с.38]:
КF = КFβ · КFv(63)
При ψbd = 1,08, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор К
Fβ = 1,26, КFv = 1,1.
Таким образом, коэффициент нагрузки:
КF = 1,26 · 1,1 = 1,39
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv [3, с.38]:
;(64)у шестерни
≈ 16,у колеса
≈ 92,таким образом YF1 = 3,80 и YF2 = 3,60.
Допускаемое напряжение определяем по формуле [3, с.39]:
,(65)где
- предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов; для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350 = 1,8 НВ [2];[SF] – коэффициент безопасности;
[SF] = [SF]' · [SF]";(66)
для поковок и штамповок [SF]" = 1, [SF]' = 1,75;
[SF] = 1,75 · 1 = 1,75;
для шестерни:
= 1,8 · 230 = 415 МПа, = 1,8 · 200 = 360 МПа.Допускаемые напряжения:
для шестерни
237 МПа,для колеса
МПа.Находим отношение
:для шестерни
МПа,для колеса
МПа.Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и КFα [3, с.35]:
,(67) , ;(68)где n – степень точности зубчатых колес, n = 8;
εα – коэффициент торцового перекрытия, εα = 1,5;
0,92.Проверяем прочность зубьев колеса:
≈ 198 МПа.Условие σF2 = 198 МПа < [σF2] = 206 МПа выполнено.
2.7.3 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении определяем по формуле [3, с.94]:
,(69) ≈ 29,4 мм;принимаем dв1 = 30 мм;
принимаем под подшипники dп1 = 35 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Рисунок 5 – Конструкция ведущего вала.
Ведомый вал:
диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [τk] = 25 МПа:
≈ 63,6 мм.Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда : dв2 = 65 мм ; диаметр вала под подшипниками dп2 = 70 мм; под зубчатым колесом dк2 = 75 мм.
Рисунок 6 – Конструкция ведомого вала.
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.