Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

Энергетический и кинематический расчет привода

 

Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:

 

P_p=F_tV=3,1×0,8=2,48 кВт,

 

где F_t – тяговое усилие на барабане, кН;

V – окружная скорость

Мощность, потребляемая электродвигателем:

 

P_эп=Р_р/h=2,48/0,879=2,821 кВт,

 

где h - общий К.П.Д. привода:

 

h=h₁h₂⁴h₃²h₄=0,98×0,995⁴×0,92×0,995=0,879

 

где h_пк, h_м, h_кп, h_цп – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.

Определяем частоту вращения приводного вала:

 

n_р=60000×V/(p×D)=60000×0,8/(3,14×225)=67,9 мин^-1.

 

Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:

 

n_эж=n_р×U₀=67,9*10=679 мин^-1,

 

где U₀ – общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],

U₀=U_бпо×U_тпо=2,5×4=10,

 

где U_бпо, U_тпо – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].

Исходя из вычисленных значений Р_эп и n_эж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения n_эдс=710 мин^-1 и мощностью Р_эд=3,0 кВт.

Определяем передаточное число привода:

 

U₀=n_эда/n_p=710/67,9=10,45.

 

Разбиваем U₀ на передаточные числа:

 

U_тп=U₀/U_бп=10,45/2,5=4

 

где U_бп=2.5 – передаточное число быстроходной передачи;

Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:

 

n₁=710 мин^-1,

n₂=n₁/U_бп=710/2.5=284 мин^-1,

n₃=n₂/U_тп=284/4=71 мин^-1,

 

Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:

 

Р₁=Р_эп×h_м =2,8×0.995=2.786 кВт;

Р₂= Р_эп ×h_к.п×h_пк×h_м=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;

Р₃=Р₂×h_к.п=2.633*0.98=2.58 кВт;

 

Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:

w₁=p×n₁/30=3,14×710/30=74.35 с^-1;

w₂=p×n₂/30=3,14×284/30=29.74 с^-1;

w₃=p×n₃/30=3,14×71/30=7.43 с^-1.

 

Определяем крутящие моменты на валах привода по:

 

Т₁=Р₁/w₁=2786/74.35=37.47 Н×м;

Т₂=Р₂/w₂=2633/29.74=88.53 Н×м;

Т₃=Р₃/w₃=2580/7.43=347.24 Н×м;

 

w1	w2	w3	Т1	Т2	Т3
74.35 с-1	29.74 с-1	7.43 с-1	37.47 Н×м	88.53 Н×м	347.24 Н×м

Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

 

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колёс сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, , ;для колеса – улучшение 230…260 HB , .

Определяем допускаемые контактные напряжения

Для колёс обеих ступеней по табл. 8.9 (с. 168, [2]):

 

мПа

 

для шестерни обеих ступеней

Коэффициент безопасности

Число циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65,[2]), при с=1:

 

=60*1*71*10416=4,4*

 

Здесь n-частота вращения выходного вала,

 

=5*365*0,29*24*0,82=10416 ч-срок службы передачи.

 

По графику (рис.8.40[2]), для 245HB =1.5* , для 50…59 HRC = .

По таблице (8.10[2]), =0,25. По формуле (8.64[2]), для колеса второй ступени:

 

= * =0,25*4,4* =1,7* .

 

Сравнивая  и , отмечаем, что для колёс второй ступени > . Так как все другие колёса вращаются быстрей, то аналогичным расчётом получим и для них > . При этом для всех колёс передачи =1.

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле (8.55[2]),

Для колёс обеих ступеней =550/1.1=509 МПа

Для шестерней =1050/1.2=875 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для обеих ступеней у которых H1>350 HB, а H2<350 HB, по формуле (8.56[2]),

 

 

=(875+509)/2=692 МПа,

 

но не более чем 1.25 =1.25*509=636МПа. Принимаем =636 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

По таблице 8.9[2] для колёс обеих ступеней

 

=1.8HB=1.8*240=432МПа;

для шестерней

 

=12*HRC + 300=12*28+300=636 МПа.

 

Определяем по формуле (8.67[2]),

 

 

где  - предел выносливости зубьев

S_F – коэффициент безопасности

K_FL – коэффициент долговечности

K_FC – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

K_FС=1 т.к. нагрузка односторонняя.

 

 число циклов (рекомендуется для всех сталей)

=0,14*1,77* =2.4*

=0.14

 

т.к. , то K_FL=1

 

По таблице 8.9[2] S_F =1.75.

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни =636/1.75=363 МПа;

для колеса =247 МПа.

 

3. Расчет тихоходной зубчатой передачи