Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи

Энергетический и кинематический расчет привода

Выбор электродвигателя

Определяем мощность на барабане конвейера:

С учетом потерь определим требуемую мощность:

η_ЗЗ=0,96 - потери в зубчатом зацеплении,

η_ПП=0,99 – потери в подшипниках,

η_РП=0,94 – потери в ременной передаче.

Двигатель выбираем таким образом, что бы:

примем: 4А100L8:

Р_н=1,5кВт

S=7,0%

n_c=750мин^-1

Кинематический расчет привода

Определяем номинальную частоту вращения:

тогда общее передаточное число определится следующим образом:

Оно состоит из передаточного числа ременной и зубчатой передач:

примем следующее значение передаточного числа зубчатой передачи из ряда R40:

тогда для зубчатой передачи:

Определим частоты вращения валов привода:

и крутящие моменты на этих валах:

Расчет зубчатой передачи

Выбор материала, термообработки и допускаемых напряжений

 

Примем улучшение при T<250.

Этому виду термообработки соответствует сталь 40Х.

Шестерня

HB₁=300

σ_H1=609,1Мпа

σ_F1=308Мпа

S_H=1,1

S_F=1,75

σ_B=850Мпа

σ_Т=550Мпа

Определим допускаемые контактные напряжения:

где:

σ_H1=609,1МПа– длительный предел контактной выносливости,

S_H=1,1 – коэффициент запаса прочности,

– коэффициент долговечности,

N_HO1=25·10⁷ - число циклов длительного предела контактной выносливости,

- эквивалентное число циклов нагружения шестерни,

то примем

2)Зубчатое колесо

HВ₂=250

σ_H2=518Мпа

σ_F2=257Мпа

S_H=1,1

S_F=1,75

σ_B=850Мпа

σ_Т=550Мпа

 

σ_H2=18Мпа

S_H=1,1

N_HO=17·10⁷

Определим допускаемые напряжения изгиба:

1)Шестерня

σ_F1=308,57Мпа – длительный предел изгибной выносливости,

S_F=1,75 – коэффициент запаса,

– коэффициент долговечности,

N_FO=4·10⁶– число циклов длительного предела изгибной выносливости,

- эквивалентное число циклов нагружения,

N_FE1>N_FO, то K_FL1=1

2) Зубчатое колесо

σ_F2=257,14Мпа – длительный предел изгибной выносливости,

S_F=1,75 – коэффициент запаса,

– коэффициент долговечности,

N_FO=4·10⁶ – число циклов длительного предела изгибной выносливости,

N_FE2>N_FO, то K_FL2=1

Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определяют межцентровое расстояние:

K_a=430 – для косозубых колес,

,

T₂=250Нм – крутящий момент на колесе,

σ_HP=507,27Мпа – расчетные контактные напряжения,

u_ЗП=5– передаточное число зубчатой передачи,

ψ_ba==0,315 – для косозубых колес, согласовано с R20

a_w=140мм округляем по R20

примем по ГОСТ 9563 m_n=2

β=10°

Cosβ=0,97

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Примем

то уточненное значение угла:

то Х_1,2=0 осевое смещение

Найдем диаметры делительных окружностей шестерни и колеса:

Выполним проверку:

Диаметры окружностей выступов:

Диаметры окружностей впадин:

Ширина шестерни:

и зубчатого колеса:

Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи

Определяют силы в зацеплении шестерни и колеса:

- окружные силы

- радиальные силы:

- осевые силы:

Окружная скорость зубчатых колес:

назначим в зависимости от скорости точность изготовления зубчатых колес: S_t=8

Определим фактические контактные напряжения:

где:

Z_м=275 – коэффициент, учитывающий упругие свойства материала,

Z_H=1,73– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

– коэффициент динамической нагрузки.

Фактические напряжения изгиба определяют по формуле:

где:

– коэффициент формы зуба для шестерни,

– коэффициент формы зуба для зубчатого колеса,

– коэффициент угла наклона зубьев,

– коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

– коэффициент концентрации нагрузки по длине контактной линии

– коэффициент динамической нагрузки.