Привод ленточного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
01,593 ;
Крутящий момент на промежуточном валу:
= = 13,2629 6,30 0,92 = 77,078 Нм;
где КПД первой ступени редуктора:
= = 0,98 = 0,92;
Частота вращения промежуточного вала:
= / = 2880 / 6,30 = 457,14 ;
2. Раiет зубчатой передачи на прочность
Раiет передачи на прочность с учетом некоторых упрощений произведем по ГОСТу 21354-75
2.1 Уточняем крутящий момент и частоту вращения на быстроходном и тихоходном валах с заданным электродвигателем:
Быстроходный вал = (/)= =13,2629 = ?/30 = =301,592895 = 2880 об/минПромежуточный вал = = =77,0776 = /U = = 47,8718881 = /U = =457,143 об/мин
3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений и
3.1 Для изготовления колес с учетом рекомендаций [1] с340 материал принимаем одной марки
Разность твердостей материала обеспечиваем методом термической обработки.
материалтермообработкатвердость , МПапримечаниеКолесо Сталь 45Нормализация (принял)НВ 163тАж192 170600Шестерня Сталь 45Улучшение (принял)НВ 225тАж302 230780
3.2 Определяемдопускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, МПа:
= (lim bi )/;
где - lim bi - базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев;
- Коэффициент долговечности;
При работе передачи с переменной нагрузкой для шестерни:
= 60cnt = 60 2880 1500 [ 0,2 + 0,8] = =777600000;
= 1,1 - коэффициент безопасности зубчатых колес;
Для колеса: = / = 777600000 / 6,30 = 123428571,4;
= - базовое число циклов напряжений в зубьях;
= 1,25 , при / < 1, принимаю = 1;
Тогда для колеса: lim= 2HB + 70 = 2 170 + 70 = 410 МПа;
=(lim )/ 410 1/1,1 = 372,7 МПа;
Тогда для шестерни: lim= 2HB + 230 + 70 = 530 МПа;
= ( lim )/= 530 1/1,1 = 481,8 МПа;
За раiетное принимаю меньшее из двух расiитанных ниже значений:
= 384,55 МПа;
= 0,45( + ) = 0,45 (372,7 + 481,8) = 384,55 МПа;
= 1,23 = 1,23 410 = 504,3 МПа;
Допускаемые напряжения изгиба:
= ( lim bi )/;
где, lim bi - базовый предел выносливости зубьев при изгибе;
=; = 1,7тАж2,2 - коэффициент безопасности;
= ? 1но ? 2; = 4 ; = 1,7тАж 2,2 (коэфф. Безопасности);
- эквивалентное число циклов. Для всех сталей:
= 4 - при / <1 = 1 - принимаю = 1,7тАж2,2 (коэффициент безопасности);
Для шестерни: lim = 1,35HB + 100 = 1,35 230 + 100 = 410,5 Мпа;
[] = 410,5 1 / 1,7 = 241,5 Мпа;
Для колеса: lim = 1,35HB + 100 = 1,35 170 + 100 = 329,5 Мпа;
[] = 329,5 1 / 1,7 = 193,8 МПа;
4. Геометрический раiет передачи быстроходной ступени
Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол исходного контура ?=
(СТ СЭВ308-76), зубчатое зацепление выполнено без смещения. Х=0;
4.1 Определяем межосевое расстояние, мм по формуле
= (U+1) ,
где величины входящие в формулу:
= 430; U = 6,3; = 77,0775766; = 0,5; = 1,13;[]=384,55;
Где - обобщенный коэффициент, =430 МП, -крутящий момент на тихоходном валу редуктора , Нм; на тихоходном валу редуктора , Нм; - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, определяем в зависимости от и НВ (твердости) по графикам:
= 0,5(U + 1) = 0,5 0,5 (6,3 + 1) = 1,825$
- коэффициент ширины венца колеса, зависит от положения колеса относительно опор, определяют по [1,с186]. округляют в большую сторону до стандартного, ГОСТ 2185-66. [1, ст. 211]
= 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250;
(280); 315; (355);
= 430 (6,3 + 1) = 97,526 мм;
Принимаю стандартное: = 100 мм;
4.2 Определим рабочую ширину сдвоенных колеса и шестерни быстроходной ступени:
= = 50 мм; = + (4тАж 6) = 56 мм;
4.3 В соответствии с рекомендациями (1с. 195) о
риентировочно определяем значение модуля, мм: m = (0,01 тАж 0,02) = от 1 и до 2 мм;
Принимаю ГОСТ. M = 1,5 мм( не рекомендуется ниже 1,5 мм)
4.4 Минимальный угол наклона зубьев:
= ?m/(0,5)=;
Рекомендуемые пределы наклона угла зуба: ? = 9тАж sin ? = ?/ Шевронных колес 24-;
Чтобы линия зацепления колес была постоянна должно быть целым числом: 1,2,3тАж ? = 1,00;
4.5 Определим суммарное число зубьев:
= (2cos) = 118,0630719
Полученное значение округляем до целого: = 118;
4.6 Уточняем угол наклона зубьев:
? = arccos ( m )/(2) = ; cos? = 0,885
cos? - определяем с точностью до четвертого знака после запятой.
4.7 Находим число на шестерне и колесе:
=/(U + 1) = 16,1644; округляем до целого = 16; = - = 102 шт.
4.8 Уточняем фактическое передаточное число: = / = 6,375;
Отклонение от заданного передаточного числа не должно превышать 3%;
?U = (( - U) 100%) / U = 1,19 ? 3% Выполняется условие.
4.9 Определяем диаметр колеса:
Делительные диаметры колеса и шестерни:
= m/cos ? =27,1186 мм; = m/cos ? = 172,88 мм;
Диаметры вершин зубьевшестерни и колеса:
= + 2m = 30,1186 мм; = + 2m = 175,88 мм;
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
= - 2,5m = 23,3686 мм; = - 2,5m = 169,13 мм;
4.10 Проверяем межосевое расстояние передачи:
= ( + )/2 f = 100 f ;
Где f - допуск на межосевое расстояние, по СТ СЭВ641-77.(5). f=0,11мм;
4.11 Определяем окружную скорость передачи в полюсе зацепления:
V = (?)/60 = (?)/60 = 4,09 ;
По окружной скорости определяем степень точности: 9;
5. Проверочный расiет зубьев передачи на прочность
5.1 Проверочный раiет зубьев на контактную выносливость, Мпа
= ? ;
=362,688 Мпа;
Где : =27,12; U = 6