Проектирование привода ленточного транспортера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
p>
sно=1050 МПа.
Коэффициент безопасности для первой ступени sн=1,2, для второй ступени - sн=1,1 (таблица 8.9 [1]).
Число циклов напряжений для колеса второй ступени при с=1будет
N=60n3t,(15)
где n3 - частота вращения колеса, n3=163,9 об/мин; t - суммарный срок службы привода, 8,0 тысяч часов.
N=60163,98000?7,89107.
По графикам (рисунок 8.40 [1]) для колеса второй ступени НВ245
NНО1,5107;
Для шестерни первой ступени HRC55:
NНО108.
По таблице 8.10 [1] КНЕ=0,25. По формуле 8.64 [1] для колеса второй ступени:
NНЕ=КНЕN=0,257,89107=2107.(16)
Сравнивая NНЕ и NНО, отмечаем, что колеса второй ступени NНЕ>NНО. Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогично расчетом получим и для них NНЕ>NНО. При этом для всех колес передачи определим КHL (формула 8.61 [1]):
?1 <=2,4.(17)
Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяется по материалу колеса, как более слабому по формуле 8.55[1]
[sн]2=(sно/sн)КHL=(550/1,1)1=500 МПа.(18)
Для колеса первой ступени также [sн]=500 МПа.
Для шестерни:
[sн]1=(1050/1,2)1=875 МПа.
При этом за расчетное принимают среднее из [sн]1 и [sн]2, но не более 1,25[sн]min.
[sн]= ([sн]1+[sн]2)/2 < 1,25[sн]min.(19)
[sн]=(875+500)/2=687,5 МПа > 1,25500=625 МПа.
Принимаем [sн]=1,25[sн]2=625 МПа.
2.3 Допускаемые напряжения изгиба
По таблице 8.9 [1] для колес обеих ступеней:
sFO=1,8•НВ=1,8240=432 МПа.(20)
Для шестерни первой ступени:
sFO=12HRC+300=1228+300=636 МПа. (21)
Для шестерни второй ступени:
sFO=1,8•НВ=1,8270=486 МПа.
Определим допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость (формула 8.67 [1]):
[sF]=(sFO/SF)KFCKFL,(22)
где sFO - предел выносливости зубьев по напряжению изгиба; SF - коэффициент безопасности (SF1,55…1,75); KFC - коэффициент, учитывающий влияние одностороннего прило- жения нагрузки, KFC=1; KFL - коэффициент долговечности. Предварительно по формуле 8.68 [1] и таблице 8.10 [1] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных значений N получим:
KFL=.(23)
Для колеса обеих ступеней:
[sF]=432/1,75=246 МПа.
Для шестерни первой ступени:
[sF]=636/1,75=363 МПа.
Для шестерни второй ступени:
[sF]=486/1,75=278 МПа.
2.4 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке
Определим предельные контактные напряжения при кратковременной нагрузке [sн]max (таблица 8.9 [1]).
Для колес обеих ступеней:
[sн]max=2,8sт=2,8550=1540 МПа.(24)
Для шестерни второй ступени:
[sн]max=2,8700=1960 МПа.
Для шестерни первой ступени:
[sн]max=30HRC=3055=1650 МПа.(25)
Предел напряжения изгиба для обоих колес:
[sF]max=2,74НВ=2,74240=685 МПа.(26)
Для шестерни второй ступени:
[sF]max=2,74•НВ=2,74270=740 МПа;
Для шестерни первой ступени:
[sF]max=1000 МПа.
3. Расчёт зубчатых колёс
3.1 Расчёт второй тихоходной прямозубой ступени
Определим межосевое расстояние по формуле 8.13 [1]:
а2=0,85(U2+1) 3(ЕпрТ3КНb)/([sн]2U22yва),(27)
где U2 - передаточное отношение второй ступени, U2=2,66; Епр - приведенный модуль упругости, Епр=(2Е1+Е2)/(Е1+Е2)=210 МПа;(28) Т3 - вращающий момент на выходном валу редуктора, Т3=452,35 Нм; КНb - коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по кон тактным напряжениям, определяется по графику 8.15 [1]; ybd - коэффициента, учитывающего влияние ширины колеса:
ybd=0,5ybа(U2+1),(29)
где ybа - коэффициент ширины колеса относительно межосевого рас- стояния, по таблице 8.4 [1] ybа=0,4.
ybd=0,50,4(2,66+1)=0,732.
Отсюда КНb1,03, [sн]=500 МПа.
а2 =0,85(2,66+1)3(2,1105452,351031,03)/(50022,6620,4)=160 мм.
Определяем до ближайшего значения по ГОСТ2185-66, а2=160 мм.
Определяем ширину колеса:
bwк=ybаа2=0,4160= 64 мм.(30)
Ширина шестерни :
bwш=1,1 вwк=1,1•64=70,4 мм.(31)
Находим модуль: m=bwк/yм,(32)
где yм - определяем по таблице 8.5 [1], yм=30.
m=64/30=2,13 мм.
Рассчитанный модуль не соответствует стандартному значению.
Принимаем m=2.
Суммарное число зубьев:
Z=(2a2)/m=(2160)/2=160.(33)
Число зубьев шестерни:
Z*1= Z/(U2+1)=160/(2,66+1)=43,72.(34)
Принимаем Z1=44.
Число зубьев колеса:
Z2=Z-Z1=160-44=116.(35)
Фактическое передаточное число
U2=Z2/Z1=116/44=2,636.(36)
U1=Uред/U2=9,15/2,636=3,47.(37)
Делительные диаметры шестерни и колеса:
d1=Z1m=442=88 мм,(38)
d2=Z2m=116•2=232 мм.(39)
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
da1=d1+2m=88+22=94 мм,(40)
da2=d2+2m=232+22=236 мм.(41)
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
df1=d1?2,5m=88?2,52=83 мм,(42)
df2=d2?2,5m=232-2,52=227 мм.(43)
Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле 8.10 [1]:
sн=1,18((ЕпрТ3Кн)/(d12вwsin 2aw))(Uт+1/Uт),(44)
Частота вращения колеса второй ступени:
n3=n1/Uред=1500/9,15=163,9 об/мин.(45)
Окружная скорость:
u=(pd2n3)/60=(3,1423210-3163,9)/60=1,99 м/с.(46)
По таблице 8.2 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 8.3 [1] KHV=1,1. Ранее было найдено KНb=1,03. Тогда:
КН=KHVKHb=1,031,1=1,133.(47)
sн=1,18((2,1105177,061031,133)/(882640,64))(2,63+