Привод цепного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
Определим КЦД червячной передачи:
где р - угол трения. Принимаем р =
Определение прогиба червяка и сравнение его с допустимым
При недостаточной жесткости червяка нарушается правильность зацепления, что приводит к падению работоспособности передачи. Поэтому проверяется жесткость червяка, раiет заключается в определении прогиба:
где - приведенный момент инерции сечения червяка, определяемый по выражению:
Определим силы в зацеплении:
Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе:
Радиальная сила:
Тогда Условие выполняется
Тепловой раiет червячного редуктора
Цель раiета - проверка температуры масла Тм которая не должна превышать
Температура масла в корпусе червячного редуктора без искусственного охлаждения определяется по формуле:
где Тв=20- температура воздуха вне корпуса ;
- мощность на валу червяка, Вт :
- КПД червячной передачи:
где =0,75-КПД зацепления червячной передачи;
=0,995-КПД одной пары подшипников (n=2)
=0,98- КПД учитывающий потери на перемешивание и разбрызгивание
%
Кт-коэффициент теплопередачи, Кт=33
-Коэффициент отвода теплоты
А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса
Тогда
По раiету фактическая температура не превышает допускаемую, следовательно дополнительного охлаждения не требуется.
3.2 Раiёт цилиндрической косозубой передачи
Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения.
Для изготовления шестерни и колеса быстроходной передачи редуктора принимаем сталь 45, термообработка: для шестерни -улучшение НВ1=230, ,, для колеса - улучшение НВ2=180, , .
Допускаемые контактные напряжения.
Пределы контактной выносливости.
Допустимые контактные напряжения для шестерен и колес:
,
где Sн = 1,1 - коэффициент запаса для колес с однородной структурой;
ZN - коэффициент долговечности.
, при NHlim<NHE , .
NHlim - базовое число циклов нагружений, соответствующее пределу выносливости.
- для шестерни
- для колеса
NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений .
LH - срок службы привода ;
Следовательно :
Для цилиндрической косозубой передачи принимается при раiете :
Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемое напряжение при изгибе для шестерен и колес определяем по формуле:
где - пределы контактной выносливости зубьев при изгибе, соответствующие базовому числу циклов [1 табл. 9.8]
SF = 1,75 -минимальный коэффициент безопасности [1 стр. 152]
KFL - коэффициент долговечности KFL=1;
KFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; при односторонней нагрузке KFС=1
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности =1,2
, но не менее 1;
где m ? показатель степени:
m = 6 (HB<350)
NFLim - базовое число циклов напряжений ,
NFLim = [ 4, стр. 33];
NFE - эквивалентное число циклов напряжений .
NFE=
МПа; МПа;
;
Так как , > NFLim , то
;
Тогда МПа;
МПа;
Допускаемое напряжение при перегрузках.
Мпа. МПа
Мпа. МПа
Проектировочный раiет тихоходной ступени редуктора.
(цилиндрическая передача)
Исходные данные: тип передачи - цилиндрическая косозубая, вращающий момент на шестерне Т1=26,84 кНм, вращающий момент на колесе Т2 =341,9 кНм, передаточное число U=2;
Определяем межосевое расстояние
,
где - числовой коэффициент (для косозубых передач); - передаточное число передачи u=2 ;
крутящий момент на колесе ;
допускаемое контактное напряжение ;
- коэффициент ширины венца колеса, относительно межосевого расстояния; т.к. расположение колес относительно опор в редукторе несимметричное, то принимают равным 0,35
тогда
KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. По значению определяем KH? по графикую. KH?=1,027
Находим межосевое расстояние:
Полученное расстояние округляем до стандартного aw=160мм.
Задаемся числом зубьев шестерни Z1=20 углом наклона
Модуль передачи
Из стандартного ряда модулей [ 2 табл 4.2.1] принимаем mn = 3 мм.
Рабочая ширина колеса b2= ?ba aw=0,35160=56 мм,
Ширина шестерни во избежании влияния брака при установке колес и шестерен берется больше, т.е. b1=b2+(2..6)=56+3=59 мм .
Суммарное число зубьев определится:
Число зубьев шестерни
тогда число зубьев колеса
Уточняем угол наклона зубьев косозубых колес
Фактическое передаточное число:
Определяем основные размеры колеса и шестерни:
делительные диаметры
;
уточняем диаметр шестерни
уточняем диаметр колеса
Основные параметры цилиндрического зацепления представлены на рис.2.
диаметры вершин и впадин зубчатых колес:
da1= d1+2mn=104+