Сделай Сам Свою Работу на 5

Мощности, передаваемые валами

 

Мощности на валах:

 

P0= Pтр =9, 97 кВт

 

P1= P0 =9, 97•0.96•0.99=9, 47 кВт

 

P2= P1 =4.12• 0.98• 0.99=9, 18 кВт

Крутящие моменты на валах

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

Ti = 9550 .

Тогда T1=9550 = 130,31 Н м

 

T2=9550 =500, 31 Н м

 

T3=9550 =1922, 51 Н м

Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу Fк = (0.05…0.125) =1.557

на тихоходном валу Fк =0.125 =5.551


 

2. Расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

Тип зуба – Косозубый

Тип привода – Нереверсивный

Крутящий момент на шестерне –500,4 Н м

Частота вращения шестерни – n1=182,8 мин-1

Передаточное число u= 4

Режим работы – легкий

Коэффициент использования передачи:

в течение года – Kг =0.8

в течение суток – Kс =0.7

Cрок службы передачи в годах – L =5

Продолжительность включения – ПВ = 25 %

 

Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

 

Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]

Шестерня

Материал - сталь 40х.

Термическая обработка - Закалка ТВЧ.

Твердость поверхности зуба 45-50HRC

Колесо

Материал-сталь 40x.

Термическая обработка - Улучшение.

Твердость поверхности зуба HB 235-262.

Расчет допускаемых контактных напряжений

 

Для их определения используем зависимость

HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

sHlim j - предел контактной выносливости по табличным данным,

sHlim1 = 2HB1+70=2•285.5+70=10007 МПа

sHlim2= 2HB2+70=2•248.5+70=567 МПа

SHj - коэффициент безопасности по табличным данным,

SH1=1.2 SH2=1.1

KHLj - коэффициент долговечности;

KHLj = 1,

здесь NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений по табличным данным,

NH01=73•106 NH02 =16.8•106

Эквивалентные числа циклов нагружения

NHEj= h NSj

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табличным данным в зависимости от режима нагружения: h=0.125

Суммарное время работы передачи в часах

th = 365L24Kг Кс ПВ =365•5•24•0.8•0.7•0.25=6132 ч

Суммарное число циклов нагружения

NSi = 60• njcth,

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

nj – частота вращения j-го колеса, n1=182 мин-1 n2= 61об/мин;



NS1= 60•ncth =6.72•107

NS2= =1.68•107

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j= h NΣj;

NHE1=8.40•106

NHE2= 2.102•106

Поскольку NHE1 >NH01, примем коэффициенты долговечности

KHL1= 1.43 KHL2= = =1.41

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

 

sHP1= = =1203,7 МПа

 

sHP2= = =729 МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

sHP= 0.45 (sHP1 + sHP2) s’HP

sHP= 0.45 (sHP1 + sHP2)= 869,7МПа

s’HP=1.23sHPjmin=1.23•869,7 =1069,73 МПа

Условие sHP s’HP выполняется

 

Допускаемые напряжения изгиба

FPj= ,

где sF limj - предел выносливости зубьев при изгибе, взятый из табличных данных,

sF lim 1 =1.75 HB1=1.75285.5=600 МПа

sF lim 2 =1.75 HB2=1.75248.5=434,9 МПа

SFj - коэффициент безопасности при изгибе,

SF1=1.7 , SF2=1.7 ;

KFCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (по табличным данным) KFC1=1 , KFC2=1

KFLj - коэффициент долговечности при изгибе:

KFL j= 1.

здесь qj - показатели степени кривой усталости: q1 =6 , q2 =6 (по табличным данным).

NF0 – базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj NΣj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табличным данным в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

F1 =0.016, F2 =0.038 ,

NFE1 = F1 NΣ1. =1.09•106,

NFE2 = Fj NΣj=0.44•106 NS2= =1.68•107

Так как NFE1 >NF0 ,то примем KFL1=1.157

KFL2 =1.358

 

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1= =408.4 МПа

FP2= =347.3 МПа

Проектный расчет передачи

 

2.3.1. Межосевое расстояние

 

aw= Ka(u+1) ,

где Ka=410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем ψba=0.4. На этапе проектного расчета задаемся значение коэффициента контактной нагрузки KH=1.2. Тогда

aw= 160 мм,

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения, используя табличные данные: aw= 160 мм

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

mn=(0.01…0.02) aw=(0.01…0.02)125=1.25…2.5 мм

Из полученного диапазона выбираем стандартный модуль mn=2 мм по табличным данным, учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

Z = ,

где β1=0° для прямозубых передач, β1=12° для косозубых передач и β1=30° для шевронных передач.

Полученное значение Z округлим до ближайшего целого числа Z=155 и определим делительный угол наклона зуба

= arccos

Число зубьев шестерни

 

Z1= =31

Число зубьев колеса

Z2= Z – Z1=126

Фактическое передаточное число

uф = =4.065

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 3 %

при u 5.

u = 100 =100 =0.007 % < 3 %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса примем x1= 0, x2= 0,



©2015- 2017 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.