Привод к цепному конвейеру

Реферат - Экономика

Другие рефераты по предмету Экономика

76;083 = 131>YF1 = 3,60.

Отношение [?]F/YF:

[?]F1/YF1 = 224/3,76 = 59,57 [?]F2/YF2 = 209/3,60 = 57,05

так как отношение [?]F1/YF1 > [?]F2/YF2, то дальнейший расчет ведем

 

 

 

 

по зубьям колеса.

?F2 = 3,600,9282000138,30,911,201,1/(45127,591) =193 МПа Условие ?F2 < [?]F2 выполняется

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

3.1.Выбор материалов зубчатой пары.

Принимаем те же материалы, что и для быстроходной ступени.

3.2.Межосевое расстояние

aw = 430(3,15+1) [421,71,05/(57323,1520,4)]1/3 = 124 мм Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aw = 125 мм

3.3. Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,010,02)aw = (0,010,02)425 = 1,252,5 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m = 2 мм

Число зубьев:

  1. суммарное zc = 2awcos?/m = 2125cosl0/2 = 123,
  2. шестерни z3= zc/(u+l) = 123/(3,15+1) = 30,
    колеса z4 = zc-z3 = 123- 30 = 93;

уточняем передаточное отношение: u = z4/z3 = 93/30 = 3,10,

невязка (3,15 - 3,10)100/3,15 = 1,58%.

Действительное значение угла наклона:

cos? = zcm/2aw = 1232/2125 = 0,9840 > ? =1015. Фактическое межосевое расстояние:

aw = zcm/2cos? = 1232/2cosl015^ = 125 мм. делительные диаметры:

d3 = mz3/cos? = 230/cosl015 = 60,98 мм,

d4 = 932/cosl015 == 189,02 мм;

диаметры выступов:

da3 = d3+2m = 60,98+22 = 64,98 мм,

da4= 189,02+24 =193,02 мм;

диаметры впадин:

df3 = d3- 2,5m = 60,98 - 2,52 = 55,98 мм,

df4 = 189,02-2,52 = 185,02 мм;

ширина колеса:

b4 = ?baaw = 0,400125 = 50 мм;

ширина шестерни:

Ь4 = Ь3+5 = 50 +5 = 55 мм; коэффициент ?bd = b3/d3 = 55/60,98 = 0,90.

 

 

 

 

 

3.4. Окружная скорость

V=?dn/6104 =?60,98362/6104 =1.16м/с.

Принемаем 8-ступень точности.

3.5. Силы действующие.

Окружная сила:

Р2 = 2M2/d3 = 2138,3103/60,98 = 4536 Н.

Радиальная сила

Fr2 = P2tg?/cos? = 4536tg20/cosl015 = 1678 Н.

Осевая сила:

Fa2 = P2tg? = 4536tgl015 = 820 Н.

3.6. Расчетное контактное напряжение:

где ZH - коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

Z? - коэффициент суммарной длины контактных линий,

КH? = 1,09 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

КH? = 1,12 - коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,

KHv=l,0 - коэффициент динамической нагрузки.

ZH = (2cos?/sin2?)0,5 = [2cos1015/sin(220)]0,5 =1,75.

Z? = (l/??)0,5 = (1/1,71)0,5= 0,765,

где ?? - коэффициент торцевого перекрытия.

?? = (1,88 - 3,2(l/z1+l/z2))cos? = (1,88- 3,2(l/30+l/93))cosl015=l,71 ?H = (6160l,750,765/125)[421.7(3,10+l)3l,09l,11l,0/(503,102)]0,5 =

= 564 МПа

Недогрузка: (573-564)100/573=1.5% допустимо 15%

 

3.7. Проверка передачи по напряжениям изгиба

?F =YFY?2000MKF?KF?KFv/(bdm),

где YF -коэффициент формы зуба,

Y? - коэффициент наклона зуба,

Y? = 1 - ?/140 = 1 - 1015/140 = 0,927.

KFa = 0,91 при 8 ст. точности,

KFp = 1,08 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

 

 

 

 

 

KFv = 1,3 - коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба:

Z3KB = Z/cos?3,

Zэкв3 = Z13/cos?3 = 30/coslO153 = 31,5 > YF1 = 3,79,

Z экв4= Z24/ cos?3 =93/ cosl0153 = 97,6>YF1 = 3,60

Отношение [?]F/YF:

[?]F3/YF3 = 224/3,79 = 59,10

[?]F4/YF4 = 209/3,60 = 58,05

так как отношение [?]F3/YF3 > [?]F4/YF4, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса.

?F4 = 3,600,9272000421,70,911,081,3/(50189,022) = 190 МПа

Условие ?F4 < [?]F4 выполняется

4. Расчет цепной передачи

4.1.Выбор цепи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81.

4.2.Коэффициент эксплуатации

Кэ = КдКсК0КрегКр,

где Кд = 1 - коэффициент динамической нагрузки, Кс= 1,5 смазка периодическая,

К0 = 1,0 - положение передачи горизонтальное, Крег = 1,25- нерегулируемая передача,

Кр = 1 - работа в одну смену.

Кэ= 1,5-1,25 = 1,88.

4.3.Шаг цепи

где [р] = 30 МПа - допускаемое давление в шарнирах.

z1 - число зубьев малой звездочки,

Zl = 29-2u = 29-22,30 = 24. Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1u = 242,30 = 55.

р = 2,8(421,71031,88/2430)1/3 = 28,9 мм

Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм:

  1. разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;
  2. масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;

 

 

 

 

  1. диаметр валика d1 = 11,1 мм;
  2. ширина внутреннего звена b3 = 19,05 мм

Уточняем разрушающую нагрузку [р] = 32,4 МПа [1с.91].

4.4. Межосевое расстояние

ар = 0,25 {Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 - 8?2]0,5}

где Lp - число звеньев цепи,

zc - суммарное число зубьев,

zc=z1+z2 = 24+55 = 79,

? = (z2 z1)/2 ? = (55 - 24)/2 ? = 4,93.

Lp = 2ap+0,5zc+?2/ap = 240+0,579+4,932/40 = 120,1

где ар = 40 - межосевое расстояние в шагах (предварительно), принимаем Lp = 120

ар = 0,25{120 - 0,579+[(120 - 0,579)2 - 84,932]05} = 40

а = арр = 4031,75 = 1272 мм.

4.5. Конструктивные размеры звездочек

Делительные диаметры

dД = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка:

dд1 = 31,75/[sin(l80/24)] = 244 мм,

ведомая звездочка:

dд2 = 3 l,75/[sin(l80/55)] = 556 мм.

Диаметры выступов

De = p(K+Kz-0,31/?)

где К = 0,7 коэффициент высоты зуба

? - геометрическая характеристика зацепления,

Kz коэффициент числа зубьев

? = p/d1 = 31,75/11,1 =2,86,

Kz1 = ctg180/z1 = ctgl80/24 = 7,60,

Kz2 = ctgl80/z2 = ctgl 80/55 = 17,49,

De1 = 31,75(0,7+7,60 - 0,31/2,86) = 260 мм,

De2 = 31,75(0,7+17,49-0,31/2,86) = 578 мм.

Диаметры впадин:

Df1=dД-(d1-0,175dД0,5)

Dfl= 244 - (11,1 0,1752440,5)=236 мм

Df2= 556 -(11,1- 0,17555605) = 552 мм

Ширина зуба:

b = 0,93b3 - 0,15 = 0,9319,05 - 0,15 = 17,57 мм

Толщина диска:

С=b+2r4 = 17,57+21,6 = 20,77 мм

 

 

 

 

где r4= 1,6 мм при шаге < 35 мм

Ь

Рис. 4 Звездочка.

4.6.Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

[n] = 15103/р = 15103/31,75 = 472 об/мин

Условие n =115 < [n] = 472 об/мин выполняется.

4.7.Число ударов цепи

U = 4z1n2/60Lp = 424115/60120 = 1,53

Допускаемое число ударов цепи:

[U] = 508/p = 508/31,75 = 16

Условие U < [u] выполняется.

4.8 Фактическая скорость цепи

v=z1pn2/60103=2431.75115/60103 =1.46м/с