Технический проект привода конвейера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
-3 P23 = P1*?12 кВт, (11)
на выходном валу 4 P4 = P23* ?12* ?23 кВт, (12)
P1 = 1.5 кВт,
P23 = 4*0.95=3.8 кВт,
P4 = 4*0.95*0.96=3.65 кВт.
Частота вращения валов:
об/мин, (13)
об/мин, (14)
об/мин, (15)
об/мин,
об/мин,
об/мин.
Угловые скорости:
с-1 (16)
с-1 (17)
с-1 (16)
с-1
с-1
с-1
Вращающие моменты на валах:
Нм (19)
Нм (20)
Нм (21)
Нм
Нм
Нм
Итоговая таблица результатов
Таблица 1.2 - Мощности, частоты вращений и крутящие моменты на валах.
ВалМощность (кВт)Частоты вращения (об/мин)Крутящий момент (Нм)Передаточное число1495040.23u12 = 1.6233.8593.7561.13u34 =7.143.6583.63417.14привод электродвигатель редуктор
3. Расчет зубчатой передачи (передача 3-4)
Цель расчета:
- Выбор материала зубчатых колес
- Подбор основных параметров и расчет размеров зубчатых венцов
- Назначение степени точности зубчатых колес
3.1 Схема передачи
Рисунок 3.2 - схема зубчатой передачи
Критерии работоспособности и расчета передачи
Зубчатые передачи выходят из строя в основном по двум причинам: усталостное выкрашивание рабочих поверхностей и усталостная поломка зубьев. Если передача закрытая (работает в герметичном корпусе с хорошей смазкой), с невысокой () твердостью боковых поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостное выкрашивание рабочих органов поверхностей зубьев и основной (проектный) расчет необходимо вести из условия ограничения контактных напряжений.
?H ? [?H] (22)
Если передача открытая, или закрытая, но с высокой () твердостью рабочих поверхностей зубьев, то наиболее вероятной причиной выхода из строя принято считать усталостную поломку зубьев и основной (проектный) расчет следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба.
?F ? [?F] (23)
3.2 Материалы зубчатых колес
Так как не предъявляется особых требований по массе и габаритам, применяем материалы со средними механическими характеристиками.
Для обеспечения большей равнопрочности шестерни и колеса и меньшей вероятности задира подбираем материалы пары колес таким образом, чтобы твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни была на (8-10%) выше твердости зубьев колеса.
Таблица 3.3 - Материалы [1. табл. 2.1]
ЗвеноМарка сталиТермообработкаТвердость, HBПредел прочности ?в, МПаПредел текучести ?в, МПасердцевинаПоверхности3 шест.Сталь 40ХУлучшение269-302 HB269-30 HB9507504 колесоСталь 45Улучшение325-262 HB235-262 HB750450
3.3 Допускаемые напряжения
В соответствии с принятыми критериями работоспособности зубчатых передач следует определять допускаемые контактные напряжения [?H]34 для передачи и допускаемые изгибные напряжения [?F] для шестерни и колеса.
Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса можно определять по общей зависимости:
МПа (24)
где ?Hlim - придел контактной выносливости, определяется из формулы:
МПа (24)
где HBcp - средняя твердость зубьев на поверхности.
ZR - коэффициент учитывающий влияние шероховатости, (коэффициент измеряется в диапазоне от 1 до 0.9, среднее значение 0.95)
ZV - коэффициент учитывающий влияние окружной скорости, (коэффициент измеряется в диапазоне от 1 до 1.15, среднее значение 1.075)
SH - коэффициент безопасности, т.к. зубчатые колеса с однородной структурой материала (термообработка - улучшение) принимаем SH = 1.1
Zn - коэффициент долговечности, определяется по формуле:
(25)
при условии: 1?Zn?Znmax, принимаем Zn=1 [1, стр 13)
где NHlim - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:
(26)
Nk - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:
(27)
где n3 - число вхождений в зацепление рассчитываемого колеса за один его оборот;
Lh - суммарное время работы передачи; вычисляют по формуле:
(28)
где L - число лет работы;
Кгод - коэффициент годового использования передачи;
Ксут - коэффициент суточного использования передачи;
Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса можно определить общей зависимости:
Мпа (29)
где ?Flim - предел выносливости при отнулевом цикле напряжений; вычисляем по формуле:
Для колеса:
МПа (30)
Для шестерни:
МПа
где HBcp - средняя твердость зубьев на поверхности.
YR - коэффициент учитывающий влияние шероховатости, (коэффициент измеряется в диапазоне от 1.05 до 1.2, среднее значение 1.125)
Ya - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, (для нормальных и улучшенных сталей коэффициент равен 1)
SH - коэффициент запаса прочности; (для остальных принимаем SH = 1.7)
Yn - коэффициент долговечности, определяется по формуле:
Для колеса:
(31)
где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, и равная 4*106;
Nk - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1, и времени работы Lh, час:
Для шестерни:
(31)
где NFlim - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, и равная 4*106;
Nk - ресурс передачи в числах циклов перемен