Привод цепного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?аемые напряжения на сопротивления усталости при изгибе определяют раздельно для z1 и z2 по формуле [3,c.14]:
?FP = ?FlimbYNY?YRYX /SF , (2.1)
?Flimb=550 МПа (с.15) - базовый предел выносливости на изгиб;
SF=1,7 [2,c.11] - коэффициент запаса прочности;
YN - коэффициент долговечности; так как NFE >NFlim =4106, то YN =1;
Y? = 1,082- 0,172lgm[3,c.4] - опорный коэффициент;
Y? = 1,082- 0,172lg2 = 1.03;
YN - коэффициент
YR - коэффициент шероховатости переходной поверхности [3,c.14]; при зубофрезовании и шлифовании YR =1;
YX=1 (d<400 мм) - коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес .
?FP=550 11,03 1/1,7=333.24 МПа
Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки[3,c.15]:
z1: закалка ТВЧ; ?HPmax = 44HRCЭ =44 47,5 = 2090 МПа;
z2: улучшение ?HPmax =2,8 ?T =2,8 750 =2100 МПа.
Предельные напряжения при изгибе [3,c.15]:
?FS t = ?FlimbYNmax KS t ,
где ?Flimb =550; YNmax =4; KS t =1,3; ?FS t =550 4 1,3 =2860 МПа.
Допускаемое изгибное напряжение при действии максимальной нагрузки [3,c.15]:
?FPmax = ?FS t YX / SFS t ,
где SFS t - коэффициент запаса прочности : SFS t = 1,75 Yz - при 99%-ной вероятности неразрушения зубьев;
Yz - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки:
z1 - заготовка - прокат, Yz1 =0,9;
z2 - заготовка - поковка, Yz2 =1,0.
Тогда SFS 1 =1,75 0,9=1,58; SFS 2=1,75 1 =1,75;
?FPmax1 =28600,9/1,58 =1810 МПа; ?FPmax2 =28601/1,75 =1630 МПа.
2.2.3 Коэффициенты раiетной нагрузки KAKVK?K?
Коэффициенты KV [3,c.6]:
=1+ wVbW / (FtKA),
Где wV - удельная окружная динамическая сила , Н /мм, для передачи [3,c.7,9]:
wV =?g0?? wVmax ,
где ? - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификация профиля головки зубьев [3,c.7,8];0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления z1 и z2 [3,c.7].
Окружное усилие, Н: Ft =2000T1 / d1
Результаты раiетов KHV и KFV приведены в таблице 2.1.
Коэффициенты KH? и KH? [3,c.7] не изменились (см.таблицу 1.9)
KH?0 KH? KH? 0 KH?
Т.ст. 1.6 1.27 1.6 1.27
Таблица 2.1 - Коэффициенты KV
Ступень редуктораПараметры F t?g0wVwVmaxKVТихоходная KHV 2517.680,02 5,61.04 3801.005KFV0,063.111.005
Коэффициенты KH? , KH? при раiете на изгиб:
KF?2 =0,18+0,82 KH?0=0,18+0,821.6=1.492;
KFа = KH? 0 =1,6 >1,4.
Коэффициенты раiетной нагрузки для передачи:
KH=11.005 1.27 1,27=1.62; KF=11.005 1.492 1.6=2.4.
2.2.4 Контактные напряжения ?H и ?Hmax
Коэффициенты Z в формуле [3,c.5]
?H =ZEZHZ? ? ?HP (2.2)
а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)
ZE =190 МПа
б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев
ZH =(2cos ?b /tgаtW) /cos аt,
аt =аrctg (tg 20 /cos ?)= аrctg (tg 20 /cos94147'')=20,266 - делительный угол профиля в торцевом сечении; при x1+x2 = 0 угол зацепления аt W =at ;
? b =arcsin (sin?cos20) = arcsin (sin941'47''cos20)=9,106 - основной угол наклона зубьев;
ZH =(2cos9,106 /tg) /cos 20,266 =2,47.
в) Коэффициент суммарной длины контактных линий
Z?=(1/?а),
где ?а ?[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cos ? - коэффициент торцевого перекрытия при х1+х2 = 0 ;
?а ?1.69 Z?=(1/1,69)=0.77;
Произведение коэффициентов Z= ZEZHZ? =190 тАв2,47тАв0.77=361.2
Контактное напряжение цилиндрической передачи по формуле (2.2)
?H =494.29 МПа< [?H]=528,72МПа - условие прочности выполняется.
Максимальное напряжение при кратковременной перегрузке [3,c.8]:
?Hmax= ?H(Тmax /Т) ?H ? ?HPmax ,
где Tmax /T=2,4 - по характеристике двигателя (таблица 1.2).
?H max = 494,29тАв(2,2) =733,15 МПа ?2090 МПа
2.2.5 Напряжение изгиба ?F и ?Fmax
Тихоходная передача [3,c.10]
?F =FtKFYFSY?Y?/(bwmn)? ?FP ,
где YFS =3,47+13,2/zv -27,9 /zv +0,092x2-коэффициент формы зуба [3,c.8]; (2.4)
где zv =z/cos3? (zv1=23,zv2=115) при х=0; YFS1=4.02; YFS2=3,58;
Y? =1-????/120?0,7-коэффициент наклона зубьев [3,c.8]
где ??=bwsin?/?m=1.5 - коэффициент осевого перекрытия;
Y? =1-1, 5 тАв 941'47'' /120=0,879>0,7;
Y? =1/ ?a=1/1.69=0,6 - коэффициент перекрытия зубьев.
Критерии раiета на изгиб: ?FP1 /YFS1 =88,1;
?FP2 /YFS2 =93.08 - раiет следует вести по зубу шестерни z1 .
ПО формуле (2.3) ?F1 =114.48 МПа, что меньше ?FP=333.24 МПа - условие изгибной выносливости зубьев выполняется.
2.2.6 Проверка выполнения конструктивных ограничений передач [3,c.18]
По условию прочности и жесткости валов [3,c.18,19]:
1?1,25dП
.67?1,25тАв35=41.5
Условие выполняется.
2.3 Конструкция зубчатых колес
.3.1 Зубья шестерен обеих ступеней нарезаны на входном и промежуточном валах
.3.2 Конструкция колес показана на рисунке 2.2, размеры их даны в таблице 2.3 [7,c.62 и 69] или [9,c.44 и 49]
Производство массовое, da2<500 мм, заготовки колес - поковки.
Рисунок 2.1 - Конструкция колес
Таблица 2.3 - Размеры колес в соответствии с рисунком 2.2
Наименование размераРекомендацииРазмер колеса, ммпримечание1 Диаметр вершин da2раiет237.332 Ширина венца b2раiет563 Диаметр вала dраiет454 Диаметр ступицы dCT1,5d+1070Ra205 Длина ступицы lCT(1тАж1,5)d54Ra206 Толщина обода S2,5m+28Ra207 Толщина диска C1,5S14Ra208 Фаска f(0,6тАж0,7)m19 Радиус RR?66
2.4 Конструктивные элементы редуктора
Выпуск привода массовый, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора - литье.
В таблице 2.4 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям [7].
Таблица 2.4 - Размеры элементов редуктора
Наименование размера ОбозначениеРекомендации источниковВеличинаПримечание1 Крутящий момент на z2T,мм284.952 Толщина стенки корпуса принято?,мм2(0,1T)?64,05 63 Толщина стенки крышки принято?1,мм0,8 ?4,8 54 Толщина: фланца корпуса - фланца крышки - опорной лапы - реб