Привод ленточного конвейера
Курсовой проект - Транспорт, логистика
Другие курсовые по предмету Транспорт, логистика
p>[sН1]= (sНlim1/SH)•ZR•ZV•КL•КXH=670/1,1•0,9=548,2 МПа;
для зубчатого колеса:
[sН2]= (sНlim2/SH )•ZR•ZV•КL•КXH=610/1,1•0,9=499,09 МПа.
Допускаемое контактное напряжение зубчатой передачи равно:
[sН]= 0,45•([sН1]+ [sН2])=0,45•(548,2+499,02)=471,2 МПа.
Подставим полученные значения в формулу 2.1, получаем:
w1= Kd•= 675•=62мм.
Начальный диаметр шестерни равен dw1= 62 мм.
Тогда ориентировочный начальный диаметр зубчатого колеса равен:
w2=u•dw1=4•62 =248 мм.
Отсюда ориентировочное межосевое расстояние равно:
аw=(dw1+ dw2)/2, (2.3)
аw= (62 +248)/2=155 мм.
Принимаем модуль mn, мм, в зависимости от межосевого расстояния :
n=0,01•аw=0,01•155=1,55
Принимаем ближайшее стандартное значение mn=1,5.
Предварительно принимаем угол наклона линии зуба b=15 . Тогда ориентировочное число зубьев:
для шестерни :
1=(2•аw•cosb)/mn•(u+1)=(2•155 •cos15)/(1,5•(4+1))=40;
для зубчатого колеса :
2=z1•u,2=40•4=160.
Уточняется передаточное число u= z2/z1, отколонение от требуемого значения не должно превышать 5%.
Уточнённое значение угла наклона лини зубьев, град :
b=arccos[(mn•(z1+z2))/(2•аw)],
b=arccos[(1,5•(40+160))/(2•155)]=14,6
Уточняем диаметр начальной окружности шестерни dw1 и колеса dw2 , для косозубых передач:
диаметр начальной окружности шестерни:
w1=mn•z1/cosb,w1=1,5•40/cos14,6=62 мм.
диаметр окружности зубчатого колеса:
w2=mn•z2/cosb,w2=1,5•160/cos14,6=248 мм.
Уточним межосевое расстояние:
аw=(dw1+dw2)/2,
аw= (62 +248)/2=155 мм.
Окружную скорость определяют по формуле:
=(w1•dw1)/2000, где (2.4)
w1 - угловая скорость вала шестерни, w1=25,12 с-1;w1 - уточнённый диаметр начальной окружности шестерни, dw1=62 мм.
Подставим численные значения, получаем:
=(25,12 62 )/2000= 0,778 м2/с.
Для редуктора с цилиндрическими косозубыми колёсами при расчитанной угловой скорости соответствует восьмая степень точности .
Рабочая ширина венца и колеса:
2=ybd•dw1,2=1•62=62мм.1=b2+(3-5),1=62+3=65мм.
2.3 Проверочный расчёт зубчатой передачи на контактную выносливость
Расчётные контактные напряжения в полюсе зацепления для косозубых передач определяют по формуле:
sH=ZH• Zm• Ze•, где (2.5)
H - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, при b=15, ZH=1,71,;
Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колёс, принимаем Zm=275;e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, принимаем Ze =0,8;Ht - удельная расчётная окружная сила, Н/мм;- передаточное число зубчатой передачи;w1 - уточнённый диаметр начальной окружности шестерни, мм.
Удельную расчётную окружную силу определяют по формуле :
Ht=((2•T1•1000)/ (b2•dw1))•KHa•KHb•KHn, , где (2.6)
b2 -ширина венца шестерни, мм; dw1 - уточнённый делительный диаметр шестерни, мм; T1 - крутящий момент на валу шестерни (T1=130.57 Нм); KHa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки междузубьями, принимаем KHa=1,05; KHb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем KHb=1,05; KHn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, принимаем KHn=1.
Подставим численные значения, получаем:
Ht=((2•130.57•1000)/ (62•62))•1,05•1,05•1=74,84 Н/мм.
Подставим численные значения в формулу 2.5, получаем:
sH=1,71• 275 • 0.8 •, МПа.
Сопоставим полученное значение sH= 462,109 с условием:
,9 • sH [sн] 1,05 • sH;
,9 • 462.109=415,89;
,05 • 462.109=485,21;
,89 471.2 485,21.
Что соостветствует условию sH [sн]=471,2 МПа.
2.4 Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Расчётное напряжение изгиба зубьев sF, МПа, определяют по формуле:
sF=((2000•T1• KFa•KFb•KFn / (b2•dw1m))•YF•Ya •Yb[sF], (2.7)
Сокращенная:
sF =YF•Ya•Yb•WFt/mn[sF] , где
KFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем KFa=1;
KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем KFb =1,1); Fb - коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;F - коэффициент, учитывающий форму зуба;a - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, прирнимается Ya=1;b - коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для косозубых Yb =1-(b/140), где b - угол наклона зубьев, b=15o, тогда Yb =0,89.
[sF] - допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе, которое определяют раздельно для шестерни и колеса:
sF = (sF lim э/SF )•YS•YR•KXF, где (2.8)
S - коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений, принимаем YS=1,05;R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, принимаем YR=1,2;XF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, принимаем KXF=1;
sFlimэ - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;F - коэффициент безопасности.
Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, определяем по формуле:
sFlim =sFlimb•KFа•KFdKFo•KFL, где (2.9)
sFlimb б - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий, МПа;Fа - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, принимаем KFа=1,1;Fd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, принимаем KFd=1;Fo - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, принимаем KFo=1;FL - коэф?/p>