Привод ленточного конвейера
Контрольная работа - Разное
Другие контрольные работы по предмету Разное
?ии ведущей ветви
а). Напряжения растяжения
МПа
мм2 - площадь сечения ремня по табл. К31 /2/,
б). Напряжения изгиба
МПа
Еи=80…100 - модуль продольной упругости при изгибе,
в). Напряжения от центробежных сил
МПа
? =1250…1400 кг/м3 - плотность материала ремня
МПа < 10МПа
Условие прочности соблюдается
Параметры клиноременной передачи Таблица № 1
ПараметрЗначениеТип ремняКлиновой нормального сеченияСечение ремняОКоличество ремней z2Межосевое расстояние а, мм225Длина ремня , мм1000Угол обхвата ведущего шкива ?1, 136.9Частота пробегов ремня U, с-111.9Диаметр ведущего шкива d1, мм80Диаметр ведомого шкива d2, мм250Максимальное напряжение , Н/мм28.97Предварительное натяжение ремня F0, Н64.7Сила давления ремней на вал Fоп, Н240.7
4. СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ.
4.1 Расчет тихоходной ступени
.1.1 Выбор материала
.1.1.1 Выбираем материал: Сталь 45
Для шестерни HB=235..262; ?В=780 Н/мм2; ?Т=540 Н/мм2 ?-1=335 Н/мм2 термообработка улучшение; HBср1=248.5
Для колеса HB=179..207; ?В=600 Н/мм2; ?Т=320 Н/мм2 ?-1=260 Н/мм2термообработка нормализация; HBср2=193
4.1.1.2 Допускаемые контактные напряжения
.1.1.2.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни
где N1=573?Lh=573•17.26•4800=8,8•108
NH01 из таблицы 3.3 [1] NH01=16.5•106
Т.к. NH01 меньше N1 то принимаем KHL1=1
б) коэффициент долговечности для зубьев колеса
где N2=573?Lh=573•41,43•4800=24,12•106
NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=10•106
Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1
4.1.1.2.2 допускаемое напряжение
а) шестерня [?]H01=1.8HBср+67=1.8•2248,5+67=514,3
б) колесо [?]H02=1.8HBср+67=1.8•193+67=414.3
4.1.1.2.3 допускаемое контактное напряжение
а) шестерня [?]H1=KHL1[?]H01=514,3
б) колесо [?]H2=KHL2[?]H02=414.3
выбираем [?]H=[?]H2=414.3 Н/мм2
4.1.1.3 Допускаемые напряжения изгиба
.1.1.3.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни
где N1=573?Lh=573•17.26•4800=8,8•108 NF0=4•106
Т.к. NF0 меньше N1 то принимаем KFL1=1
б) коэффициент долговечности для зубьев колеса
где N2=573?Lh=573•41,43•4800=24,12•106
NF0=4•106
Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1
4.1.1.3.2 допускаемое напряжение
а) шестерня [?]F01=1.03HBср=1.03•248,5=256
б) колесо [?]F02=1.03HBср=1.03•193=198,79
4.1.1.3.3 допускаемое контактное напряжение
а) шестерня [?]F1=KFL1[?]F01=255,96
б) колесо [?]F2=KFL2[?]F02=198,79
выбираем [?]F=[?]F2=198,79 Н/мм2
Механические характеристики материалов зубчатой передачи Таблица№3
Элемент передачиМарка сталиD предТермообработкаНВ ср.sвs-1[s]н[s]FS предНВ ср.Н/мм2Шестерня КолесоСталь45 Сталь45 120/60 любыеУлучшение улучшение248,5 192700 550300 235514,3 417,9255,95 198,79
4.1.2 Проектный расчет
.1.2.1 Определяем межосевое расстояние по формуле /2/ с.61
,
Где: Кa=43, так как колесо косозубое
yba - коэффициент ширины венца шестерни
yba = 0,315
КНb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба
КНb =1 , для колёс из прирабатывающихся металлов и при постоянной нагрузке
;
Принимаем: аw=125 мм по ГОСТ 6636-69
4.1.2.2 Определяем модуль передачи m, мм
Принимаем стандартный модуль: т=2 мм
-ширина венца колеса; пункт 2в /2/ с.62
4.1.2.3 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач
Принимаем по рекомендации =120
4.1.2.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
Принимаем:
4.1.2.5 Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач
4.1.2.6 Определяем число зубьев шестерни
Принимаем: z1=29
4.1.2.7 Определяем число зубьев колеса
4.1.2.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение DU от заданного U
uф = z2/z1
uф = 93 / 29 = 3.2
4.1.2.9 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм
4.1.2.10 Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм
Диаметры колёс.
1.Делительные диаметры d:
- шестерня
мм
- колесо
мм
2.Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 . ma1 = 59.42 + 2 2= 63.42 ммf1 = d1 - 2,4 . mf1 = 59.42 - 2,4 2 = 54.62 ммa2 = d2 + 2 . ma2 = 190.58 + 2 2 = 194.58 ммf2 = d2 - 2,4 . mf2 = 190.58 - 2,4 2 = 185.78 мм
мм
мм
Фактические основные геометрические параметры передачи Таблица №3
ПараметрШестерняКолесодиаметрделительный59.42190.58вершин зубьев63.42194.58впадин зубьев54.62185.78Ширина венца4440
4.1.3 Проверочный расчет
4.1.3.1 Проверяем межосевое расстояние, мм
4.1.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес
Размеры заготовок
Dзаг = da + 6
Dзаг1= 63.42 + 6 = 69.42 мм
Dзаг2= 194.58 + 6 = 200.58 мм
Sзаг = b + 4
Sзаг1= 44 + 4 = 48 мм
Sзаг2= 40 + 4 = 44 мм
Удовлетворяет условию.
4.1.3.3 Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2
;
где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи; /2/ с.64
По таблице 4.2 /2/ с. 64, определяем степень точности, которая равна 9
КНn - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения
КНn = 1,01; таблица 4.3 /2/ с. 64
КНb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий
КНb =1,- коэффициент неравн