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:
- суммарное zc = 2awcos?/m = 2125cosl0/2 = 123,
- 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:
- разрушающая нагрузка Q = 89,0 кН;
- масса одного метра цепи q = 3,8 кг/м;
- диаметр валика d1 = 11,1 мм;
- 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