Проектирование привода ленточного транспортера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
1/2,636)=
=505,06МПа <[sн].
Выполняем проверочный расчет по напряжению изгиба (формула 8.19 [1]):
sF=(YFFtKF)/(вwm) <= [sF],(48)
где Ft - окружное усилие в зацеплении;
Ft=2T3/d1=2177,06103/88=4024 Н;(49)
YF - коэффициент формы зуба, по графику (рисунок 8.20 [ ]) нахо- дим для х=0: ?для колеса YF2=3,73; ?для шестерни YF1=3,76.
Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше [sF]/YF. В нашем случае:
[sF]1/YF1=267/3,76=71,01,(50)
[sF]2/YF2=246/3,73=65,95.(51)
Расчет выполняем по колесу. По графику (рисунок 8.15 [1]) KFb=1,09. По таблице 8.3 [1] KFV=1,28, при этом:
KF= KFb •KFV =1,091,28=1,395.(52)
sF=(3,7340241,395)/(642)=163,6 МПа <[sF].
Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формуле 8.72 [1]:
sн max=sн2=505,062=712,1 МПа < [sн]max=1540МПа.(53)
Условие прочности выполняется.
3.2 Расчет быстроходной косозубой ступени
Определим делительные диаметры колеса и шестерни:
(d2)1=0.8(d2)2=0.8•232=185,6 мм,(54)
d1=d2/U1=185,6/3,47=53,49 мм.(55)
Межосевое расстояние:
а1=0,5(d1+d2)=119,5 мм.(56)
Выбираем из стандартного ряда Ra40 a1=120мм.
После нахождения а1, определяем по формуле 8.31 [1]:
yва=[0,75(U1+1)]3((EпрТ2KHb)/([sн]2a13U12)),(57)
yва=[0,75(3,47+1)]3((2,11051,1177,06103)/(625212033,472))=0,172.
Ширина колеса:
b'wk= yваа1=0,172120=20,64?21 мм.(58)
Ширина шестерни:
bwш=1,1• bwк=1,121=23 мм.(59)
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn=(0,01…0,02)а1=(0,01…0,02)120=1,4…2,8 мм.(60)
Принимаем m=1,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев b=15,6. Определим числа зубьев шестерни и колеса:
Z1=d1cosb/m=53,5•cos15,6o/1,5=34,35>Zmin=16(61)
Принимаем Z1=34.
Тогда: Z2=Z1U1=343,47=118(62)
Принимаем Z2=118.
Фактическое передаточное число:
U1= Z2 / Z1 =118/34=3,47.(63)
Uред=3,472,636=9,15.(64)
Уточненное значение угла наклона зубьев:
cosb=((Z1+Z2)m)/2a1=((34+118)1,5)/2120=0,95, b=18,195.
Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
da1=d1+2m=53,5+21,5=56,5 мм,
da2=d2+2m=185,5+21,5=188,5 мм.
Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:
df1=d1-2,5m=53,5?2,51,5=49,75 мм,
df2=d2-2,5m=185,5?2,51,5=181,75 мм.
Окружная скорость:
u=(pnd1)/60=(3,14150053,510-3)/60=4,2 м/с.
Проверяем зубья быстроходной ступени по контактным напряжениям.
По таблице 8.3 [1] KHu=1,04 и по графику 8.15 [1]
KHb=1,04
КН= KHb •KHu=1,041,04=1,08.(66)
s=1,180,76(2,110553,571031,08)•(3,47+1)/(53,52210,64)•3,47=
=572 МПа <[sн]=625 МПа.
Корректируем bwk=b'wk•(sн/<[sн])2=21•(572/625)2=17,59?18
Проверим зубья быстроходной ступени по напряжению изгиба:
sF=(YF2ZFbFt•KF)/(bwm)<=[sF](67)
По формуле ZV=Z/cos3b определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
ZV1=34/(cos318,195о)=39,7?40 ,(68)
ZV2=118/(cos318,195)=137,7?138.
По графику (рисунок 8.19 [1]) при х=0 находим:
для шестерни YF1=3,78;
для колеса YF2=3,75.
[sF1]/YF1=363/3,78=96,03,
[sF2]/YF2=246,9/3,75=65,84.
Расчет ведем для колеса, для которого отношение меньше, т.е. по колесу. По таблице 8.7 [1]
KFa=1,22. ZFb=(KFaYb)/ea,(70)
Yb=1-(b/140)=1-(18,195/140)=0,87;
ea=[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb=[1,88-3,2(1/34+1/118)]cos18,195=1,67
ZFb=(1,220,87)/1,67=0,635.(72)
По графику (рисунок 8.15 [1]) KFb=1,1.
По таблице 8.3 [1] KFu=1,11.Тогда:
KF=KFbKFu=1,11,11=1,22.
Окружное усилие:
Ft=2Т1/d1=(253,57103)/53,5=2002,6 H.(73)
Тогда:
sF=(3,750,6352002,61,22)/181,5=215,5 МПа <[sF]=246 МПа.
Условие прочности выполняется.
Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формуле 8.72 [1]:
sн max=sн2=6252=883,9 МПа < [sн]max=1540 МПа.
Условие прочности выполняется.
4. Расчет валов и шпонок на прочность
4.1 Построение схемы нагружения зубчатых колес
Рисунок 1 - Схема нагружения зубчатых колес двухступенчатого цилиндрического редуктора с прямозубой и косозубой ступенями и силы, действующие в зацеплении.
Определим силы, действующие в зацеплении двухступенчатого цилиндрического редуктора.
Косозубая пара:
Ft1=2T1/d1=253,57/0,0274=3910 H,(88)
Fr1=Ft1tg aw/cos b=39100,3639/0,95=1498 H,
Fa1=Ft1tg b=39100,329=1285 H,(90)
Fм=(0,1…0,5)Ft1=0,23910=782 H.(91)
Прямозубая пара:
Ft2=2T2/d3=2177,06/0,0408=8679,4 H,
Fr2=Ft2tg aw=8679,40,3639=3158,4 H,
Fn=Ft22+Fr22= Ft2 /cosaw =8679,4/0,9397=9236,4 H.
4.2 Расчет ведущего вала ( I )
Строим расчетную схему сил, действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюру крутящих моментов, где Т1=53,57Нм.
Рисунок 2 - Расчетная схема сил, действующих на вал I в вертикальной и горизонтальной плоскостях и эпюра крутящих моментов.
4.2.1 Строим эпюры изгибающих моментов вала I в вертикальной плоскости отдельно от сил Ft1 и Fм
а) Определяем опорные реакции от силы Fм :
МА=0; Fмс - RBв(b+a)=0;(93)
RBв=Fм •c/(b+a)=(7820,088)/(0,035+0,115)=458,8 Н.
МВ=0; Fм(с+а+b) - RAв(b+a)=0;(94)
RAв=Fм(с+а+b)/(b+a)= 782(0,074+0,035+0,0115)/(0,115+0,035)=1240,8 Н.
Проверка:
У=0; ?Fм -RBв + RAв=0;
?782 -458,8+1240,8=0.
Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала на опоре А:
Мнаибв=МАв=?Fмc = ?7820,088=?68,8 Нм.
б) Определим опорные реакции от силы Ft1:
МА=0; Ft1a - RBв(b+a)=0;(96)
RBв=(Ft1a)/(b+a)=(39100,035)/(0,035+0,115)=912,3 Н.
МВ=0; ? Ft1b +RAв(b+a)=0;(97