Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи
Энергетический и кинематический расчет привода
Выбор электродвигателя
Определяем мощность на барабане конвейера:
С учетом потерь определим требуемую мощность:
ЗЗ=0,96 - потери в зубчатом зацеплении,
ПП=0,99 – потери в подшипниках,
РП=0,94 – потери в ременной передаче.
Двигатель выбираем таким образом, что бы:
примем: 4А100L8:
Рн=1,5кВт
S=7,0%
nc=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
H1=609,1Мпа
F1=308Мпа
SH=1,1
SF=1,75
B=850Мпа
Т=550Мпа
Определим допускаемые контактные напряжения:
где:
H1=609,1МПа– длительный предел контактной выносливости,
SH=1,1 – коэффициент запаса прочности,
– коэффициент долговечности,
NHO1=25·107 - число циклов длительного предела контактной выносливости,
- эквивалентное число циклов нагружения шестерни,
то примем
2)Зубчатое колесо
HВ2=250
H2=518Мпа
F2=257Мпа
SH=1,1
SF=1,75
B=850Мпа
Т=550Мпа
H2=18Мпа
SH=1,1
NHO=17·107
Определим допускаемые напряжения изгиба:
1)Шестерня
F1=308,57Мпа – длительный предел изгибной выносливости,
SF=1,75 – коэффициент запаса,
– коэффициент долговечности,
NFO=4·106– число циклов длительного предела изгибной выносливости,
- эквивалентное число циклов нагружения,
NFE1>NFO, то KFL1=1
2) Зубчатое колесо
F2=257,14Мпа – длительный предел изгибной выносливости,
SF=1,75 – коэффициент запаса,
– коэффициент долговечности,
NFO=4·106 – число циклов длительного предела изгибной выносливости,
NFE2>NFO, то KFL2=1
Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи
Определяют межцентровое расстояние:
Ka=430 – для косозубых колес,
,
T2=250Нм – крутящий момент на колесе,
HP=507,27Мпа – расчетные контактные напряжения,
uЗП=5– передаточное число зубчатой передачи,
ba==0,315 – для косозубых колес, согласовано с R20
aw=140мм округляем по R20
примем по ГОСТ 9563 mn=2
=10°
Cos=0,97
Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Примем
то уточненное значение угла:
то Х1,2=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: St=8
Определим фактические контактные напряжения:
где:
Zм=275 – коэффициент, учитывающий упругие свойства материала,
ZH=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.