Привод ленточного конвейера
Контрольная работа - Разное
Другие контрольные работы по предмету Разное
омерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев
КНa - коэффициент распределения нагрузки между зубьями
КНa=1,1; график 4.2 /2/ с. 66
4.1.3.4 Определяем окружную силу
4.1.3.4 Определяем недогруз, перегруз передачи
- перегруз допустим
4.1.3.5 Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колеса
YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения; таблица 4.4 /2/ с. 67
YF1 = 3,75 ;YF2 = 3,6
Yb - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.
Yb =1-b/100=0,87; пункт е /2/ с. 66
4.2.3.5 Расчет на статическую прочность
МПа
МПа
МПа
МПа
4.2 Расчет быстроходной ступени
.2.1 Выбор материала
.2.1.1 Выбираем материал: Сталь 45
Для шестерни HBср1=210; ?В=780 Н/мм2; ?Т=540 Н/мм2 ?-1=335 Н/мм2 термообработка улучшение;
Для колеса HBср2=170; ?В=600 Н/мм2; ?Т=320 Н/мм2 ?-1=260 Н/мм2 термообработка нормализация;
4.2.1.2 Допускаемые контактные напряжения
.2.1.2.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни
где N1=573?Lh=573•50,41•4800=8,8•109
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=2,4•108
NH02 из таблицы 3.3 [1] NH02=10•106
Т.к. NH02 меньше N2 то принимаем KHL2=1
4.2.1.2.2 допускаемое напряжение
а) шестерня [?]H01=1.8HBср+67=1.8•210+67=445
б) колесо [?]H02=1.8HBср+67=1.8•170+67=373
4.2.1.2.3 допускаемое контактное напряжение
а) шестерня [?]H1=KHL1[?]H01=445
б) колесо [?]H2=KHL2[?]H02=373
выбираем [?]H=[?]H2=373 Н/мм2
4.2.1.3 Допускаемые напряжения изгиба
.2.1.3.1 а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни
где N1=573?Lh=573•50,41•4800=8,8•109
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=2,4•108
NF0=4•106
Т.к. NF0 меньше N2 то принимаем KFL2=1
привод ленточный конвейер вал
4.2.1.3.2 допускаемое напряжение
а) шестерня [?]F01=1.03HBср=1.03•210=216,3
б) колесо [?]F02=1.03HBср=1.03•170=175,1
4.2.1.3.3 допускаемое контактное напряжение
а) шестерня [?]F1=KFL1[?]F01=216,3
б) колесо [?]F2=KFL2[?]F02=175,1
выбираем [?]F=[?]F2=175,1 Н/мм2
Механические характеристики материалов зубчатой передачи Таблица№5
Элемент передачиМарка сталиD предТермообработкаНВ ср.sвs-1[s]н[s]FS предНВ ср.Н/мм2Шестерня КолесоСталь45 Сталь45120/60 любыеУлучшение улучшение210 170700 550300 235404.54 339.09216,3 171,1
4.2.2 Проектный расчет
.2.2.1 Определяем межосевое расстояние
Так как редуктор соосный, то aw = 125 мм
4.2.2.2 Определяем модуль передачи m, мм:. Максимально допустимый модуль mmax, мм определяем из условия неподрезания зубьев у основания
4.2.2.3 Минимальное значение модуля mmin, мм определяем из условия прочности
Где: Km = 5,8 . 103 - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач
[s]F2 = 106,12 Н/мм2
-делительный диаметр колеса
-ширина венца колеса
Из полеченного диапазона (mmin...mmax) = (0,86…2,98) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным m = 2.
4.2.2.4 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач
4.2.2.5 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
Принимаем:
4.2.2.6 Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач
4.2.2.7 Определяем число зубьев шестерни
Принимаем: z1=25
4.2.2.8 Определяем число зубьев колеса
4.2.2.9 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение DU от заданного U
uф = z2/z1
uф = 97 / 25 = 3,88
4.2.2.10 Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм
4.2.2.11 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 = 51,22 + 2 2 = 55,22 ммf1 = d1 - 2,4 . mf1 = 51,22 - 2,4 2 = 46,42 ммa2 = d2 + 2 . ma2 = 198,78 + 2 2 = 202,78 ммf2 = d2 - 2,4 . mf2 = 198,78 - 2,4 2 = 193,98 мм
мм
мм
Фактические основные геометрические параметры Таблица№6
ПараметрШестерняКолесодиаметрделительный51,22198,78вершин зубьев55,22202,78впадин зубьев46,42193,98Ширина венца4238
4.2.3 Проверочный расчет
.2.3.1 Проверяем межосевое расстояние, мм
4.2.3.2 Проверяем пригодность заготовок колес
Размеры заготовок
Dзаг = da1 + 6
Dзаг1= 55,22 +6= 61,22 мм
Dзаг2= 198,78+6 = 204,78 мм
Sзаг = b2 + 4
Sзаг1= 38 + 4 = 42 мм
Sзаг2= 42 + 4 = 46 мм
Удовлетворяет условию.
4.2.3.3 Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2
где К = 376 вспомогательный коэффициент для косозубой передачи
4.2.3.4 Определяем недогруз передачи
- недогруз допустим
Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колес:
;
Где: YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения.
YF1 = 3,8; таблица 4.4 /2/ с.67 YF2 = 3,6; таблица 4.4 /2/ с.67
Yb - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба