Техническая характеристика привода цепного конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
не зубчатого венца, оценивают по формуле:
b=0,18+0,82 KНb=0,18+0,821,08=1,066
a- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, определяют так же, как при расчетах на контактную прочность: KFa= KНa=1,24.
В связи с менее благоприятным влиянием приработки на изгибную прочность, чем на контактную, и более тяжелыми последствиями из-за неточности при определении напряжений изгиба приработку зубьев при вычислении коэффициентов KFb и KFa не учитывают.
=KFvKFbKFa=1,111,0661,24=1,47=KmKFT1(u+1) / (aw b2 [s]F)=3,41031,4750,73(5,63+1) / (12550323,85)=0,83
Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимают меньшее значение т, согласуя его со стандартным. Принимаем m=2,0
. Суммарное число зубьев и угол наклона. Для прямозубых колес b=0
Суммарное число зубьев
= 2awcos0/m=21251/2,0=125
5. Число зубьев шестерни и колеса. Число зубьев шестерни
1=ZS /(u-1)=125/(5,63+1)=19 ZS min
Значение Z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа. Для прямозубых колес Z1min =17.
Число зубьев колеса внешнего зацепления Z2=ZS - Z1=125-19=106
. Фактическое передаточное число
ф = Z2 /Z1=106/19=5,58
Du=(5,63-5,58)100% / 5,63=0,9 %
. Диаметры колес. Делительные диаметры d:
шестерни ............................…………… d1=Z1m/cos0=192/1=38
колеса внешнего зацепления ................ d2=2aw - d1=2125-38=212
Диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:
1 = d1 + 2(1 + x1 - у)m;
df1 = d1 - 2(1,25 - x1)m;
da2 = d2 + 2(1 + x2 - у)m;
df2 = 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)=0,52(106+19)=125
у= -(aw-а)/m=-(125-125)/2,5=0
da1 = d1 + 2(1 + x1 - у)m=38+22=42;
df1 = d1 - 2(1,25 - x1)m=38-21,252=33;
da2 = d2 + 2(1 + x2 - у)m=212+22=216;
df2 = d2 - 2(1,25 - x2)m=212-21,252=207;
. 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=42+6=46 мм; Dпр=125 мм; Dзаг Dпр
для колеса без выточек
заг=b2+4=50+4=54; Sпр=80; SзагSпр
. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное значение контактного напряжения
sН=Zs /aw[КнТ1(uф+1)3/(b2uф)]=
=9600 / 125[1,13750,73(5,63+1)3 / (505,63)]=593,5 МПа < [s]H
где Zs = 9600 для прямозубых передач, МПа1/2.
[s]H=609,9 МПа => ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.
. Силы в зацеплении:
окружная Ft=2103T1 / d1 = 210350,73 / 38=2670 Н
радиальная Fr= Fttga/cosb=26700,364=971,9 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 внешнего зацепления принимаем :
Для колеса: Zv= Z/cos3b=Z2=106 YFS2=3,59
Для шестерни: Zv= Z/cos3b=Z1=19 YFS1=4,08
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 8.
sF2=KFFtYFS2YbYe /(b2m) =1,4726703,5911/(502)=140,9 МПа
[s]F2=323,85 МПа; sF2 [s]F2
sF1=sF2YFS1/YFS2=140,94,08/3,59=160,1 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=160,12,2=352,2 [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