Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический, одноступенчатый)
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
твердости и наклона зубьев, окружной скорости.
Приближенно значение окружной скорости [2,с.16]:
, м/с (1.19)
n1 - частота вращения шестерни (табл.1.4);
Т2 - номинальный момент на колесе (табл.1.4), Нм;
СV - коэффициент, определяемый по [2,с.17,табл.4.1]
- коэффициент рабочей ширины по межосевому расстоянию [2,с16-17]
u - передаточное число ступени (табл.1.4);
К Н? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. По методике МГТУ им. Баумана [2,с.39]:
(H2 < 350, V < 15 м/с, - колеса прирабатывающиеся)
КН?=1+(-1)*КНW , (1.20)
где - - начальное значение КН? до приработки зубьев. Выбирается в зависимости от твердости зубьев, схемы передачи [2,c.39] и коэффициента ?bd ,
для быстроходной ступени схема передачи - 3 [2,с.39];
для тихоходной ступени схема передачи - 8 [2,с.39];
?bd = 0,5 ?bа (u+1)
КНW =0,46 - коэффициент приработки зубьев [2,c.17];
К Н? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2,с.20, рис.4.3]
Результаты раiета коэффициентов приведены в табл.2
Таблица 2
Наименование параметраПередачаПримечание1 Частота вращения, мин-114502 Момент, Нм283 Передаточное число7,14 Коэффициент ?bа0,3155 Коэффициент ?bd1,36 Скоростной коэффициент 1600ТВЧ1+У27 Окружная скорость, м/с 2,18 Степень точности89 Коэффициент К Н V1,0410 Коэффициент 1,611 Коэффициент КН?1,2812 Коэффициент К Н?1,2813 Коэффициент К Н1,7
Коэффициент долговечности:
Колеса:
Шестерни:
Допустимые контактные напряжения и напряжения соответствующие числу циклов NHO = 4*106
Колеса:
Шестерни:
Полагая, что модуль передачи мм:
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, с учётом времени работы передачи:
Колеса:
Шестерни:
Среднее допускаемое контактное напряжение:
Окончательно принимаем:
2.3 Межосевое расстояние
Принимаем ?а = 0,315, тогда ?d = 0,5?а(U+1) = 0,5*0,315(5+1) = 0,943; KH? = 1,01
Округляя до стандартного значения, принимаем ?w = 160 мм.
.4 Предварительные размеры
Делительный диаметр:
Ширина:
Ширину колеса после вычислений округляем в ближайшую сторону до стандартного числа b2 = 50мм.
.5 Модуль передачи
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяется из условия неподрезания зубьев у основания.
Принимаем Km= 2,8*103
Модуль передачи:
Принимаем: m=1,5мм.
.6 Угол наклона и суммарное число зубьев
Минимальный угол наклона зубьев
Для шевронной передачи . Принимаем
Суммарное число зубьев
Округляя, принимаем z? = 164
Действительное значение угла наклона зубьев
cos? = cos39,8 = 0,768
tg? = tg39,8 = 0,833
2.7 Число зубьев шестерни и колеса
Шестерня:
Значение z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа.
Колесо: z2 = z? - z1 = 164 - 28 = 136
2.8 Фактическое передаточное число
Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 3%.
.9 Диаметры колёс
Делительные диаметры:
шестерни:
колеса:
Диаметры окружностей вершин и впадин:
шестерни:
колеса:
.10 Пригодность заготовки колёс
Чтобы получить при термической обработке принятые для раiёта механические характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры Dзаг , Сзаг , Sзаг заготовок колёс не превышали предельно допустимых значений Dпр =125мм , Sпр =80мм.
Условие выполняется.
.11 Силы в зацеплении
Окружная:
Радиальная:
Для стандартного угла ? = 200 tg? = 0,364
Осевая:
2.12 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
Окружная скорость колеса:
Степень точности передачи 8. КF? = 1,0.
Значение коэффициента Y?, учитывающего угол наклона зуба в шевронной передаче, вычисляют по формуле(? в градусах), при условии :
Коэффициенты: КF? = 1,3; KFV = 1,02; YF2 = 3,61; YF1 = 3,81
Раiётное напряжение изгиба:
Колеса:
Что меньше [?]F2 = 256*106 Па.
Шестерни:
Что меньше [?]F1 = 370*106 Па.
Прочность на изгиб зубьев обеспечена.
.13 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям
KH? = 1,4; KH? = 1,4; KHV = 1,1
U = 5; Ft = 3940 H; d1 = 55 мм; b2 = 50мм
Раiётное значение контактного напряжения:
Что меньше [?]H = 823*106 Па.
Значение диаметров валов редуктора определяем по формуле:
[?] = 40 H/мм2; Тк = 524Нм = 524000Нмм; Тш = Тк / U = 524000 / 5 = 104800Нмм
Принимаем dk = 40 мм
Принимаем dш = 24 мм
3. Раiёт валов
.1 Раiёт тихоходного вала на прочность
Определяем реакции опор Ra, Rв.
Проверка:
Строим эпюры:= -RA*Z1 = 2453*Z1
< Z1 < 0,049= RB*Z2 = 3188*Z2
0 < Z2 < 0,049
Определяем реакции опор, .
?MA = 0
?MB = 0
Проверка:
++Ft = 0
- 1970 + 3940 = 0
Строим эпюры:
Mz1 = -*Z1 = -1970*Z1
< Z1 < 0,049
Mz2 = *Z2 = -1970*Z2
< Z2 < 0,049
.2 Раiёт быстроходного вала на выносливость
Определяем реакции опор RA , RB.
?MA = 0
?MB = 0
Проверка:
RA + RB + Fr = 0
+ 836 - 735 =0
Строим эпюры:
Mz1 = *Z1 = 101*Z1
< Z1 < 0,049
Mz2 = *Z2 = 836*Z2
<