Привод ленточного конвейера
Курсовой проект - Транспорт, логистика
Другие курсовые по предмету Транспорт, логистика
?ициент долговечности, принимаем KFL=1.
Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий:
для шестерни:
sFlim1 б=1,8•НВ1,
sFlim1 б =1,8•300=540 МПа.
для зубчатого колеса:
sFlim2 б=1,8•НВ2,
sFlim2 б =1,8•270=486 МПа.
Тогда предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений равен
для шестерни:
sFlim1 э=sFlim 1•KFа•KFdKFo•KFL,
sFlim1 э =540•1,1•1•1•1=594 МПа.
для зубчатого колеса:
sFlim2 э=sFlim 2•KFа•KFdKFo•KFL,
sFlim2 э =486•1,1•1•1•1=534,6 МПа.
Коэффициент безопасности определяют по формуле:
F=SF•S"F, где (2.10)
F - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, SF=1,75;"F - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, принимаем S"F=1.
Таким образом коэффициент безопасности равен:
F=1,75•1=1,75.
Подставим численные значения в формулу 2.8, получем: для шестерни:
sF1 =(594/1,75)•1,05•1,2 •1= 427,7 МПа;
для зубчатого колеса:
sF2 =(534,6/1,75)•1,05•1,2 •1= 384,9 МПа.
Менее прочным элементом зубчатой передачи является зубчатое колесо, следовательно расчёт ведём по ему.
Удельную расчётную окружную силу определяем по формуле:
Ft=((2•T2•1000)/ (b1•dw2))•K Fa•KFb•KFn , где (2.11)
Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем KFa=1;Fb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем KFb=1,1;Fn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем KFn=1,1;2 - крутящий момент на валу зубчатого колеса, Нм;1 - рабочая ширина венца шестерни и зубчатого колеса, мм;w2 - диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм,
Подставим численные значения в формулу 2.11, получаем:
Ft=((2506,37 •1000/65248) 11,1•1,1=76,02 Н•мм.
Расчётное напряжение изгиба зубьев равно:
sF = 3,72•1•0,89•(76,02 /1,5)=167,8 МПа [sF].
Условие sF [sF] - выполняется.
2.5 Определение параметров зубчатых колёс
Таблица 2.1
ПараметрыРасчетная формулаВысота головки зуба для шестерни и зубчатого колеса ha , мм:ha1=ha2=mn=1,5 Высота зуба h, мм:h=ha+h h=1,5 +1,875 =3,375Высота ножки зуба для шестерни и зубчатого колеса h, мм:h 1=h2=1,25•mn h=1,25•1,5=1,875.Диаметр окружности вершин dа зубьев, мм: для шестерни: для зубчатого колеса: dа1=dw1+2• ha1=62+2•1,5= 65 dа2=dw2+2• ha2=248+2•1,5= 251Диаметр окружности впадин d, мм: для шестерни: для зубчатого колеса: d1=dw1-2•h=62 -21,875 =58,25 d2=dw2-2•h=248-21,875 =244,25Толщина обода зубчатого колеса а, мм:а=2•mn=2•1,5=3 Диаметр ступицы dст определяют по формуле , мм:dст1=1,7• dв =1,7• 50=85; dст2=1,7• 60=102Длину ступицы lст, мм, определяют по формуле:lст1=1,5• dв =1,5•32=127,5 ; lст2=1,5•60=90Диаметр вала под ступицей колеса, мм:dв1=50; dв2=60Толщину диска с, мм, связывающего ступицу и обод определяют по формуле, мм: с=1,1•а=1,1•3=3,3Внутренний диаметр (до обода) Dк, мм, определяют по формуле , мм: для шестерни: для зубчатого колеса: Dк1=58,25-23= 52,25 Dк2=244,25 -23= 238,25Диаметр отверстий в диске Dо, мм:Dо=(Dк2-dст2)/3,75= Dо =(238,25 -102)/3,83=36,3.Диаметр окружности центров отверстий Dотв, мм:Dотв=(Dк2+dст2)/2; Dотв=(238,25+102)/2=170,1Ширина уклона s, мм:s=0,8c; s=0,8•3,3=2,64 Толщина выступа е, мм:e=0,2•dв; e=0,2•60=12Максимальная ширина спицы h, мм:h=0,8•dв2; h=0,8•60=48Минимальная ширина спицы h1, мм:h1=0,8•h; h1=0,8•48=38,4
Рис.2.1. Основные параметры цилиндрических зубчатых колес.
2.6 Определение усилий в зацеплении
Определение усилий в зацеплении зубчатых колёс необходимо для расчёта валов и подбора подшипников.
Рис.2.2. Силы в зацеплении цилиндрических косозубых зубчатых колес.
Окружное усилие в зацеплении Fti, Н, определяют по формуле:
Fti=2•Ti/dwi, где (2.14)
i - крутящий момент на валу шестерни и зубчатого колеса, соответственно, Нмм; dwi - диаметр делительной окружности шестерни и зубчатого колеса, соответственно, мм.
Подставляя численные значения в формулу 2.14, получаем
для шестерни:
t1=2•T1/dw1;t1=2•130,57/62=4,211 кН.
для зубчатого колеса:
t2=2•T2/dw2;
Ft2=2•506,37/248=4,083 кН.
Радиальное усилие в зацеплении Fri, Н, определяют по формуле:
ri=Fti•tg(aw)/cosb, где (2.15)
aw - угол зацепления, стандартный aw=20;
b - угол наклона линии зуба.
Подставим численные значения в формулу 2.15, получаем:
для шестерни:
r1=Ft1•tgaw/cosb;r1=4,211 •tg20/cos15=1,5791 кН.
для зубчатого колеса:
Fr2=Ft2•tgaw/cosb; r2=4,083 •tg20/cos15=1,5311 кН.
Осевое усилие в зацеплении Fаi, Н, определяют по формуле:
аi=Fti•tgb (2.16)
Подставим численные значения, получаем:
для шестерни:
а1=Ft1•tgb; а1=4,211•tg15=1,0948 кН.
для зубчатого колеса:
а2=Ft2•tgb; а2=4,083 •tg15=1,0615 кН.
3. РАСЧЁТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Основными критериями работоспособности расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.
Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности.
Промышленностью серийно выпускаются плоские приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже пр?/p>