Техническая характеристика привода цепного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?¦……… d1=Z1m/cos0=283/1=84
колеса внутреннего зацепления ........... d2=2aw + d1=2125+84=334
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внутреннего зацепления:
= d1 + 2(1 + x1)m;= d1 - 2(1,25 - x1)m;= d2 - 2(1 - x2 - 0,2)m;= d2 + 2(1,25 - x2)m;
где x1 и х2 - коэффициенты смещения у шестерни и колеса; у= -(aw-а)/m - коэффициент воспринимаемого смещения; а - делительное межосевое расстояние: а = 0,5m(Z2 Z1)=0,53(111-28)=124,5;
у= -(aw-а)/m=-(125-124,5)/3=-0,17;
da1 = d1 + 2(1 + x1)m =84+23=90;
df1 = d1 - 2(1,25 - x1)m =84 - 21,253=76,5;= d2 - 2(1 - x2 - 0,2)m =334-2(-0,2)3=335,2; = d2-2(0.75-0.875x2+y)m =334-2(0.75-0.17)3 = 330.52= d2 + 2(1,25 - x2)m =334+21,253=341,5;
8. Размеры заготовок. Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры Dзаг, Sзаг - заготовок колес не превышали предельно допустимых значений Dпр, Sпр:
заг Dпр; SзагSпр
Значения Dзаг, Sзаг (мм) вычисляют по формулам: для цилиндрической шестерни Dзаг= da + 6 мм=90+6=96 мм; Dпр=125 мм; Dзаг Dпр
для колеса без выточек
заг=b2+4=40+4=44; Sпр=80; SзагSпр
. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное значение контактного напряжения
sН=Zs /aw[КнТ1(uф-1)3/(b2uф)]=
=9600 / 125[1,16277(3,96-1)3 / (403,96)]=557 МПа [s]H
где Zs = 9600 для прямозубых передач, МПа1/2.
[s]H2=609,9 МПа; sН [s]H2
. Силы в зацеплении:
окружная Ft=2103T1 / d1 = 2103277 / 84=6595,2 Н
радиальная Fr= Fttga/cosb=6595,20,364=2400,6 Н
(для стандартного угла a= 20 tga = 0,364);
осевая Fa=Fttgb=0
. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба:
в зубьях колеса: sF2=KFFtYFS2YbYe / (b2m) [s]F2
в зубьях шестерни: sF1=sF2YFS1/YFS2 [s]F1
Значения коэффициента YFS , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, в зависимости от приведенного числа Zv= Z/cos3b зубьев и коэффициента смещения для внутреннего зацепления принимаем :
Для колеса: Zv= Z/cos3b=Z2=111 YFS2=3,75
Для шестерни: Zv= Z/cos3b=Z1=28 YFS1=4,02
Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба в косозубой передаче. Ye - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Для прямозубых передач: Yb= 1; Ye = 1 -при степени точности 9.
sF2=KFFtYFS2YbYe / (b2m) =1,416595,23,7511 / (403)=290,6 МПа
[s]F2=323,85 МПа; sF2 [s]F2
sF1=sF2YFS1/YFS2=290,64,02 / 3,75=311,5 МПа
[s]F1=420,59 МПа sF1 [s]F1
. Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.
Целью расчета является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Тпик . Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Кпер=Тпик / Т, где Т= Т1 =Тmax-максимальный из длительно действующих (номинальный) момент, по которому проводят расчеты на сопротивление усталости.
Если пиковый момент Тпик не задан, то его значение находят с учетом специфики работы машины: по пусковому моменту электродвигателя.
Кпер - находим в технической характеристике двигателя Тпуск / Т=2,2
Коэффициент перегрузки характеризует режим нагружения.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение sHmax не должно превышать допускаемое напряжение [s]Hmax;
sHmax=sHКпер [s]Hmax
где sH - контактное напряжение при действии номинального момента Т.
Допускаемое напряжение [s]Hmax=2,8sт=2,8750=2100 МПа
sHmax=sHКпер=609,92,2=904,63 МПа sHmax [s]Hmax
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение sFmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [s]Fmax
Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.
Для шестерни:
sFmax=sFKпер=311,52,2=685,3 [s]Fmax ,
где sF - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.
Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:
[s]Fmax=sFlimYNmaxKst/ Sst =6502,51,2/2=975 МПа
где sFlim - предел выносливости при изгибе; YNmax - максимально возможное значение коэффициента долговечности (YNmax=2,5 для сталей с поверхностной обработкой - закалкой ТВЧ); Kst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки Kst = 1,2; Sst - коэффициент запаса прочности (обычно Sst= 2).
sFmax [s]Fmax
Для колеса:
sFmax=sFKпер=290,62,2=639,32 [s]Fmax ,
где sF - напряжение изгиба, вычисленное при расчетах на сопротивление усталости.
Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможной частоты приложения пиковой нагрузки:
[s]Fmax=sFlimYNmaxKst/ Sst =500,541,2/2=1201 МПа
где sFlim - предел выносливости при изгибе; YNmax - максимально возможное значение коэффициента долговечности (YNmax=4 для сталей с объемной термообработкой - улучшение); Kst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки Kst = 1,2; Sst - коэффициент запаса прочности (обычно Sst= 2).
sFmax [s]Fmax
2.2 Расчёт зубчатых передач по быстроходной ступени
Исходные данные: Т1 - вращающий момент на шестерне [Нм]; n1 - частота вращения шестерни [мин-1]; u - передаточное число; Lh - время работы передачи (ресурс) [ч.]
Выбор твердости, термической обработки и материала колес.
Выбираем марку стали одинаковую для колеса и шестерни - 40Х.
Для этой стали, выбираем следующую техническую обработку: ?/p>