Привод ленточного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
,3; = 1,215; = 1,13; = 1,03;
= 274 - коэфициент, учитывающий механические св-ва материала колеса;
- коСФфициент, учитывающий форму колес сопряженных поверхностей зубьев, для косозубых колес (1, с. 180,12.50): = 1,76cos ? = 1,5576;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач:
= = =0,82787945; = 1,459;
Коэффициент торцевого перекрытия:
= =1,2151,131,03 = 24,7 Н/мм; Сила = 2/ = 978,1 H;
-коэффициент динамической нагрузки, зависит от твердости материала от формы зуба, степени точности изготовления передачи (1 с.182, таб 12.3)
Степень точности передачи зависит от окружной скорости (1. С.177, таб. 12.2)
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки, зависит от окружной скорости и степени точности изготовления передачи (1. С. 181, 12.17) = 1,215;
5.2 Проверочный раiет зубьев передачи на изгибную выносливость
Раiет по напряжениям изгиба проводим по формулам, МПа:
= ? []; = 145,268 МПа;
= ? []; = 135,835 МПа;
Где и - коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса, зависят от эквивалентного числа зубьев ; [] = 241,4705882 МПа; []=193,824;
=? = 23,0829; =/? = 147,153;
- определяют по графику 12.23 (1): =3,85; =3,6;
-коэффициент, учитывающий угол наклона зуба определяю по формуле:
= 1-?/140 = 0,9937; из рис. 12.17 (1) = 1,32;
-коэффициент ширины зуба, определяют по тем же графикам, что и ,, (1, рис12.18; таб. 12.5 ; рис. 12.17): =1,5; =1,14; =1,825;
5.3 Проверка прочности зубьев при перегрузке
При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию или хрупкий излом до максимальной нагрузки. По условиям технического задания на раiет максимальная перегрузка превышает раiетную в / = 1,6 раза.
Раiет на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.
Раiет производят по формуле, МПа:
= ? = 458,768 МПа ? [896] МПа;
Где - раiетное контактное напряжение, вызываемое раiетным моментом : = 362,688 МПа;
-допускаемое максимальное контактное напряжение для зубьев;
=2,8; = 2,8 = 2,8 320 = 896 МПа;
= 2,8 = 2,8 540 = 1512 МПа;
индексы: 1 - шестерня; 2 - колесо;
-предел текучести материала(см. (6) табл. 4.1)
Раiет по максимальному напряжению на изгиб:
= / < = 217,336 МПа;
- меньшее из изгибающих напряжений, расiитанного раннее , и равное 135,83 Мпа;
= 0,8 = 345,6 Мпа - допускаемое максимальное напряжение на изгиб;
Для колеса: = 0,8 320 = 256 МПа;
Для шестерни: = 0,8 540 = 432 МПа;
6. Геометрический раiет передачи тихоходной ступени
Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол исходного контура ? =
(СТ СЭВ308-76), зубчатое зацепление выполнено без смещения. Х = 0.
6.1 Определяем межосевое расстояние , мм по формуле:
= (U + 1) ,
где величины входящие в формулу:
=430; U = 5; = 362,788; = 0,4; = 1,06; [ = 384,55 МПа;
Где - обобщенный коэффициент; - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм; - коэффициент неравномерности распеределения нагрузки по длине зуба, определяем в зависимости от НВ (твердости) по графикам (1. Рис. 12. 18);
= 0.5(U + 1) = 0.5 0.4 (5 + 1) = 1,2;
- коэффициент ширины венца колеса, зависит от положения колеса относительно опоропределяют по (1, с.186);
- окургляют в большую сторону до стандартного, ГОСТ 2185-66. (1.с 211)
= 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250;
(280); 315; (355);
= 430(5+1)
Принимаю стандартное = 180 мм;
.2 Определим рабочую ширину колеса и шестерни тихоходной ступени:
= = 0,4 165,13 = 72 мм; = + (4тАж6) = 78 мм;
6.3 В соответствии с рекомендациями (1 с. 195) ориентировочно определяем значение модуля, мм: m = (0,01тАж0,02) = оттАж 1,8 и до тАж3,6 мм;
Принимаю ГОСТ m = 3,5 ( не рекомендуетсяниже 1.5 мм);
6.4 Минимальный угол наклона зубьев:
= arcsin 4m/= (градусов);
Рекомендуемые пределы наклона угла зуба: ? = 9тАж1; sin ? = ?/;
Чтобы линия зацепления колес была постоянна должно быть целым числом: 1,2,3тАж .
6.5 Определим суммарное число зубьев
Полученное значение округляем до целого: = 101;
6.6 Уточняем угол наклона зубьев
? = arccos(m)/(2) = 10,90432242 тогда cos? = 0,9819;
cos ? - оперделяем с точность до четвёртого знака после запятой.
6.7 Находим число зубьев на шестерне (3) и колесе (4):
= /(U + 1) = 16,833; округляем до целого =17;
= - = 84 штук;
6.8 Уточняем фактическое передаточное число:
ф = = 4,9412;
Отклонение от заданного передаточного числа недолжно превышать 3%:
6.9 Определим диаметры колес
Делительные диаметры шестерни и колеса:
= m/cos ? = 60,594 мм; = m/cos ? = 299,41 мм;
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
= + 2m = 51,844 мм; = + 2m = 306,41 мм;
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
= - 2,5m = 51,844 мм; = - 2,5m = 290,66 мм;
6.10 Проверяем межосевое расстояние передачи:
= ( + ) / 2 f = 180 f, мм;
Где f - допуск на межосевое расстояние, по СТ СЭВ 641-77. (5)
f = 0,12 мм;
6.11 Определяем окружную скорость передачи в полюсе зацепления:
V = ( ?) / 60 = (?) / 60 = 1,45 м/с;
По окружной скорости определяем степень точности: 9.
7. Проверочный раiет зубьев передачи на прочность
7.1 Проверочный раiет зубьев на контактную выносливость, Мпа
= ? ;
= 2751,7282222220,784751559 = 340,5 МПа;
Где =275 - коэффициент, учитывающий механические свойства матери