Расчет и конструирование редуктора цепного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
/p>
Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента:
Тепловой расчёт
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.
Мощность на червяке
Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:
где y 0,3 - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму;
[t]раб = 95-110оС - максимальная допустимая температура нагрева масла;
А = 0,95 м2 - поверхность охлаждения корпуса;
КТ = 12-18 Вт/(м2 оС) - коэффициент теплоотдачи.
.
Расчёт цилиндрической передачи
Исходные данные:
- вращающий момент на шестерне;
- частота вращения шестерни;
- передаточное число;
ч - время работы передачи (ресурс).
Выбор материала и термообработки зубчатых колес
По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни и колеса передачи с внешним зацеплением сталь 40Х. Так заданная твердость из исходных данных ниже 350НВ, применим термообработку: колеса - улучшение, шестерни - улучшение и закалка ТВЧ со следующими механическими характеристиками:
Шестерня
Колесо
Допускаемые контактные напряжения
где [8;с.13;табл.2.2] - предел контактной выносливости:
для шестерни:
для колеса:
- коэффициент запаса прочности;
- коэффициент долговечности ();
где - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости
для шестерни:
для колеса:
В расчётах на контактную выносливость учитываем переменность режима нагружения при определении коэффициента долговечности ZN: вместо назначенного ресурса NK подставляем эквивалентное число циклов NHE:
где
- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час;
n3 - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его полный оборот:
для шестерни:
для колеса:
В результате имеем:
ZR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев;
Принимаем в приближенных расчетах
ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;
Принимаем для прямозубых колес
В итоге имеем:
Для цилиндрических передач с прямыми зубьями и с учетом невозможности применения закалки для колес для НВ<350 (если это условие должно выполняться в чистом виде) принимаем наименьшее допустимое значение напряжения
Допускаемые напряжения изгиба определяем по следующей формуле:
где - предел выносливости вычисляем по формуле [8;с.14;табл.2.3]:
- коэффициент запаса прочности;
- коэффициент долговечности ();
где q1 = 9; YNmax1=2,5; q2 = 6; YNmax2=4;
- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;
Назначенный ресурс NK вычисляем так же, как и при расчётах по контактным напряжениям:
для шестерни:
для колеса:
В расчётах на выносливость при изгибе для определения коэффициента долговечности YN вместо NK подставляем эквивалентное число циклов :
где
Так как NFE>NFG, то принимаем NFE1 = NFGNFE2 = NFGи тогда YN1 = 1 и YN2 = 1.
YR1,2 = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями;
YA1,2 = 1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса).
Межосевое расстояние предварительное значение межосевого расстояния:
где T1 = 331,2Нм - вращающий момент на шестерне;
U = 3,2 - передаточное число;
К = 8 - коэффициент, зависящий от поверхностной твёрдости зубьев шестерни и колеса;
Окружную скорость вычисляем по формуле:
Принимаем 9-ю степень точности [8;с.17;табл.2.5];
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:
,
где Ка = 495 (МПа) - для прямозубых колёс;
?HP = 541,8 МПа;
yba= 0,315 - коэффициент ширины для несимметричного расположения колеса;
- коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность;
КH? =1,02 [8;с.18;табл.2.6] - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
[8;с.19;табл.2.7] - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы;
[8;с.19;табл.2.8] - коэффициент, учитывающий приработку зубьев;
;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления ()
nст = 9 - степень точности по нормам плавности;
А = 0,25
Так как , то принимаем
;
Вычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного значения:
Предварительные основные размеры колеса. Делительный диаметр:
;
Ширина:
;
Ширину колеса округляем в ближайшую сторону до стандартного числа
b2 = 50 мм (меньше 0,8%)
Модуль передачи. Максимально допустимый модуль mmax, определяем из условия не подрезания зубьев у основания:
Минимальное значение модуля mmin, определяем из условия прочности:
,
где - для прямо