Техническая характеристика привода цепного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?олеса - улучшение, твердость 269…302 НВ; т.о. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ, твердость на поверхности: 45…50 HRCЭ. Твердость сердцевины зуба соответствует термообработке улучшение 269…302 НВ.
Допускаемые контактные напряжения [s]н1 для шестерни и [s]н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости:
[s]н=sHlimZNZRZV/SH
Предел контактной выносливости sHlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (НВср или HRCэ ср) на поверхности зубьев (табл. 2.2,стр12).
Для колеса: средняя твердость на поверхности равна 286 НВ.
sHlim=2НВср+70=2286+70=642 мПа
Для шестерни: средняя твердость на поверхности равна 48 HRCэ
sHlim =17 HRCэ ср+200=1748+200=1016 мПа
Минимальное значение коэффициента запаса прочности с однородной структурой материала:
Для колеса: SH=1,1
Для шестерни: SH=1,2
Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса
=6(NHG/NK) при условии 1ZNZNmax (2.1)
Для зубчатого колеса:
Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:
=30НВср2,4=302862,4=2,3107 12107
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час:
=60nnзLh
где nз - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).
В общем случае суммарное время Lh (в ч.) работы вычисляют по формуле:
=L365Kгод24Ксут=53650,85240,50=1,86104
L - число лет работы; Kгод - коэффициент годового использования передачи; Ксут - коэффициент суточного использования передачи.
Nk=60nnзLh=60170,5511,86104=1,9108
В соответствии с кривой усталости напряжения sH не могут иметь значений меньших sHlim. Поэтому при NK>NHG принимают NK=NHG ZN=1, что и учитывает первый знак неравенства (2.1)
Для шестерни:
Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев (для шестерни твердости поверхностей зубьев равна 48 HRCэ=460 НВ):
=30НВср2,4=304602,4=7,37107 12107
Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час:
=60nnзLh
где nз - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).
В общем случае суммарное время Lh (в ч.) работы вычисляют по формуле:
Lh=L365Kгод24Ксут=53650,85240,50=1,86104
L - число лет работы; Kгод - коэффициент годового использования передачи; Ксут - коэффициент суточного использования передачи.
Nk=60nnзLh=6096011,86104=1,07109
В соответствии с кривой усталости напряжения sH не могут иметь значений меньших sHlim. Поэтому при NK>NHG принимают NK=NHG ZN=1, что и учитывает первый знак неравенства (2.1)
Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, ZR=0,95
Коэффициент Zv учитывает влияние окружной скорости V, Zv=1,1
Допускаемые контактные напряжения:
Для зубчатого колеса:
[s]н2=sHlimZNZRZV/SH=64210,951,1/1,1=609,9 мПа
Для шестерни:
[s]н1=sHlimZNZRZV/SH=101610,951,1/1,2=884,77 мПа
Допускаемое напряжение [s]H цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни [s]H1 и колеса[s]H2 [s]H=[s]H2=609,9 мПа
Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [s]F1 и колеса [s]F2 определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности (ресурса), шероховатости поверхности выкружки (переходной поверхности между смежными зубьями) и реверса (двустороннего приложения) нагрузки:
[s]F1=sFlimYNYRYA / SF
Предел выносливости sFlim при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам (табл. 2.3).
Для колеса: sFlim=1,75НВср=1,75286=500,5 мПа
Для шестерни: sFlim=650 мПа
Минимальные значения коэффициента запаса прочности: SF= 1,7 (для колеса и шестерни).
Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса:
=6 Nfg/NK при условии 1 < YN < YNmax, (2.2)
Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, NFG=4106.
Назначенный ресурс Nk вычисляют так же, как и при расчетах по контактным напряжениям.
Для шестерни: Nk =1,07109
Для колеса: Nk =1,9108
В соответствии с кривой усталости напряжения sF не могут иметь значений меньших sFlim. Поэтому при Nk >Nfg принимают Nk =Nfg .
Для длительно работающих быстроходных передач Nk Nfg и, следовательно, YN= 1, что и учитывает первый знак неравенства в (2.2).
Коэффициент YR, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимают: YR= 1,1 (для колеса и шестерни)
Коэффициент YA учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки YA =1.
Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни: [s]F1=sFlimYNYRYA/SF=65011,11/1,7=420,59 мПа
Для колеса: [s]F2=sFlimYNYRYA/SF=500,51,11/1,7=323,85 мПа
Учет режима нагружения при определении д?/p>