Привод скребкового конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?оты, мощности и угловой скорости на валах привода.
№ вала 1 2 3 4Р, кВт12,7912,026 11,43 11,098n, 975 312 62,4 64,1w, с-1102,532,656 6,53 6,53Т, Нм125,3368,261750,381690,396
.Раiет передач редуктора
.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для передач
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колес сравнительно недорогую легированную сталь 40Х.Назначаем термообработку: для шестерен - улучшение НВ 260тАж280; для колес - улучшение НВ 230..260.При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.
Определяем допускаемые напряжения.
Допускаемые контактное напряжение шестерни расiитываем по ф. из табл. 2.1[2]:
610тАв1/1,1=554,5 МПа,
Где - предел контактной выносливости шестерни, определенной по ф. из табл. 1.1 [3]
=2тАвНВ+70=2тАв270+70=610 МПа,
где НВ=260+280/2=270 - твердость,
- коэффициент долговечности шестерни, определяется по ф. из табл. 1.2 [3]
где - предел контактной выносливости шестерни, определяемый по формуле
=30=30=2,05
где - раiетное число циклов напряжений при постоянном ? =60nсt=60тАв0,125тАв1тАв13029312=
Где -коэффициент режима работы, для колеса равен 0,125
c - число зацеплений зуба за один поворот колеса
t - суммарный срок службы в часах, называемый ресурсом
n - частота вращения,
передачи;
==
где - количество лет службы (по условию )
Так как ZN1, принимаем ZN=1=1,1 - коэффициент запаса прочности шестерни по табл. 2.1 [3].
Находим допускаемое контактное напряжение колеса по формуле
560тАв1,175/1,1=598 МПа,
где =2тАвHB+70=2тАв245+70=560 МПа,
где НВ=245,
Принимаем ZN2=1,175 ; SN=1,1.
За допускаемое контактное напряжение передачи берем наименьшее допускаемое напряжение =554,5Мпа
Находим допускаемые изгибные напряжения шестерни по ф.табл. 2.1 [3]
486тАв1тАв1/1,75=267 МПа
где - предел изгибной выносливости шестерни, определяемый по ф. табл. 1.3 [3],
=1,8тАв270=486 МПа,
где =4тАв- базовое число циклов перемены напряжений, по табл. 1.4 [3]
=60тАвnтАвстАвt=0,03860
Где -коэффициент режима работы(для легкого режима =0,038)=1 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки к шестерне, по табл. 2.1 [3],=1,75 - коэффициент запаса прочности шестерни, по табл. 2.1 [3].
принимаем равной единице
Допускаемые изгибные напряжения колеса определим по формуле
?????????????????
?FP2=Flim2тАвYN2тАвYA2/SF2=441тАв1,15тАв1/1,75=289,8 МПа,
где ?Flim2=1,75тАвHB=1,8тАв245=441 МПа,
где
=60тАвnтАвстАвt=0,03860
2.2Проектный раiет всех передач редуктора
Сначала расiитываем зубчатую передачу тихоходной ступени, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.
Раiёт ведём относительно делительного диаметра шестерни:
где Епр=2,1.1011 - приведенный модуль упругости, МПа;
Тш- крутящий момент на валу шестерни, Нм;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
;
где - степень точности изготовления колёс по нормам плавности; =8;
;
KHb=1.07 - коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Ybd (рис.8.15, с.130 [2]);
Ybd- коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра,
где Yba- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; по табл. 8,4[2] принимаем Yba =0,35(H<350HB);
.
Определяем ширину колеса:
мм,
принимаем мм
Определяем модуль:
,
где Ym=25 - коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2]);
по ГОСТ 9563-80 принимаем m=4мм.
Находим число зубьев:
принимаем 26 зубьев;
Уточним передаточное число .
Вычисляем межосевое расстояние:
мм.
Делительные диаметры
мм
мм
Определяем диаметры вершин зубьев:
мм
мм
где - коэффициент высоты головки зуба, по ГОСТ 13755-81 =1.
Определяем диаметры впадин зубьев:
мм
мм
Определяем ширину шестерни:
мм.
Раiет геометрии конической передачи быстроходной ступени:
Делительный диаметр определяем по формуле стр.155:
где [sн] - допускаемое контактное напряжение,
КHb-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца КHb= 1,1(по графику стр.155(8.33) в зависимости от )=0,5,где коэффициент ширины зубчатого венца принимаем по рекомендациям стр.155 ),
-коэффициент вида конических колес. (для колес с тангенциальным зубом).
Принимаем de = 155 мм
Углы делительных конусов:
;
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
мм
Принимаем b=70мм
Раiетное внешнее конусное расстояние:
мм
По графику (8.36) на странице 158 выбираем , тогда число зубьев (для косого зуба при 350НВ)
Внешний окружной модуль:
Где - угол наклона зуба, по рекомендациям стр.157 принимаем
Принимаем
Число зубьев колеса:
Делительные диаметры колес:
мм
мм
Диаметры вершин:
Диаметры впадин:
2.3 Проверочные раiеты передач
2.3.1 Проверочный раiет по контактным напряжениям тихоходной ступени
Проверочный раiет будем вести по формуле с 135.
где - ко