Корообдирочный барабан сухой окорки лиственной древесины
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
и впадин зубьев зубчатого венца.
df2=d2-2.5* m, мм,
df2=4752-2,5*22=4697 мм.
-Ширина зубчатого венца.
b2= ?bd*d1, мм,
где ?bd-коэфициент ширины зубчатого венца. Принимаем ?bd=0,5 [2].
=0,5*880=440 мм.
-Ширина зубчатого венца шестерни.
b1= b2+(2…5) мм,
b1=440+5=445 мм.
Межосевое расстояние.
aw=( d1+ d2)/2, мм,
aw=(880+4752)/2=2816 мм.
-Угловая скорость шестерни (зубчатого венца).
?1=(?*nш)/30, 1/сек,
?1=(3,14*53)/30=5,5 1/сек.
-Окружная скорость шестерни и зубчатого венца.
?1= ?1*( d1/2)*10? , м/с,
?1=5,5*(880/2)* 10?=2,42 м/с.
Принимаем 9 степень точности [2].
-Мощность на валу шестерни.
Nш=Nэл*?р*10, Вт,
Nш=200*0,97*10=194000 Вт.
-Крутящий момент на валу шестерни.
Т1= Nш/ ?1, Н*м,
Т1=194000/5,5=35273 Н*м.
-Окружная сила шестерни (венца).
Ft1= Ft2=((2* Т1)/ d1)*10, Н,
Ft1= Ft2=((2*35273)/880)*10=80166 Н.
-Радиальная сила шестерни (венца).
Fr1= Fr2= Ft*tg?w/cos?, Н,
где ?w=20?-угол зацепления;
?-угол наклона зубьев. Для прямозубой передачи ?=0;
Fr1= Fr2=80166*tg20/cos0=29178 Н.
-Осевая сила шестерни (венца).
Fа1= Fа2=Ft*tg?, Н,
Fа1= Fа2=80166*tg0=0 Н.
Определение допускаемых напряжений
Условие эксплуатации: передача нереверсивная, режим работ передачи непрерывный (стационарный). Срок службы tр= 50*10 часов. [2].
-Предел выносливости зубьев при контактном нагружении для шестерни
?нlimb1=2*НВ1+70, МПа,
?нlimb1=2*500+70=1070 МПа.
для зубчатого венца
?нlimb2=2*НВ2+70, МПа,
?нlimb2=2*500+70=1070 МПа.
Коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой.
Sн=1,1.
-Базовое число циклов нагружения для шестерни
Nно1=30*НВ1,
Nно1=30*500 =90*10.
для зубчатого венца
Nно2=30*НВ2,
Nно2=30*500 =90*10.
-Число циклов нагружения для шестерни
N1=60*nш*tр,
N1=60*53*50*10=159000*10.
для зубчатого венца
N2=60*nб*tр, 2=60*9*50*10=27000*10.
-Коэффициент долговечности для шестерни
КHL1=v( Nно1/ N1),
КHL1=v(90*10/159*10)=0,91.
Принимаем КHL1=1.
для зубчатого венца
КHL2=v( Nно2/ N1),
КHL2=v(90*10/27*10)=1,22
Принимаем КHL2=1,22.
-Допустимые напряжения при расчете зубьев на контактную усталостную прочность для шестерни
[?н]1=( ?нlimb1/Sн)* КHL1, МПа,
[?н]1=(1070/1,1)*1=973 МПа.
для зубчатого венца
[?н]2=( ?нlimb2/Sн)* КHL2, МПа,
[?н]2=(1070/1,1)*1,22=1187 МПа.
Для прямозубой передачи допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее [?н]min=973 МПа.
-Предел выносливости зубьев при изгибном нагружении для шестерни
?Flimb1=1.75*НВ1, МПа,
?Flimb1=1.75*500=875 МПа.
для зубчатого венца
?Flimb2=1.75*НВ2, МПа,
?Flimb2=1.75*500=875 МПа.
-Коэффициент безопасности.
SF=1,4…1,7,
Принимаем SF=1,5.
-Коэффициент реверсивности.
При нереверсивной передачи КFC=1,0.
-Базовое число циклов нагружения.
NFо1=4*10.
-Число циклов нагружения для шестерни
N1=60*nш*tр,
N1=60*53*50*10=159000*10.
для зубчатого венца
N2=60*nб*tр, 2=60*9*50*10=27000*10.
-Коэффициент долговечности для шестерни
КFL1=v( NFо1/ N1),
КFL1=v(4*10/90*10 )=0,6.
Принимаем КFL1=1,0.
для зубчатого венца
КFL2=v( NFо2/ N1),
КFL2=v(4*10/27*10 )=0,73.
Принимаем КFL2=1,0.
-Допустимое напряжение при расчете5 зубьев усталостную изгибную прочность для шестерни
[?F]1=( ?Flimb1/SF)* КFL1* КFC, МПа,
[?F]1=(875/1,5)*1,0*1,0=583 МПа.
для зубчатого венца
[?F]2=( ?Flimb2/SF)* КFL2* КFC, МПа,
[?F]2=(875/1,5)*1,0*1,0=583 МПа.
-Контактные напряжения (проверочный расчет).
?н=Кa*v(Ft*(Uз.п.+1)/(d1*b2*Uз.п.))*Кн?*Кн?*Кн?, МПа,
где Кa-коэффициент; для прямозубой передачи Кa=436 [2];
Кн?- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости зубчатых колес и степени точности передачи, Кн?=1,15[2].
Кн?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; для прямозубых передач Кн?=1,0 [2];
Кн?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузка по длине зуба, Кн?=1,03 [2];
?н=436*v(80166*(5,5+1)/(880*440*5,5))*1,15*1,0*1,03=235 МПа.
Т.к. ?н<[?н]min, то условие прочности выполняется.
-Напряжения изгиба (проверочный расчет).
для шестерни
?F1=(Ft/b2*m)*??*?F1*KF?*KF?*KF?, МПа,
для зубчатого венца
?F2=(Ft/b2*m)*??*?F2*KF?* KF?*KF?, МПа,
где ??- коэффициент, учитывающий наклон зубьев; для прямозубых зубчатых колес ??=1,0 [2];
?F- коэффициент формы зуба, определяется для зубьев шестерни колеса по табл. 1.6 [2] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z?1=Z1/cos? и зубчатого венца Z?2=Z2/cos?, ?F1=3,70 и
?F2=3,61;
KF?- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колес KF?=1,0 [2];
KF?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба KF?=1,03 [2];
KF?- коэффициент динамической нагрузки KF?=1,33; для шестерни
?F1=(80166/440*22)*1,0*3,70*1,0*1,03*1,33=42 МПа.
для зубчатого венца
?F2=(80166/440*22)*1,0*3,61*1,0*1,03*1,33=41 МПа.
Т.к. ?F1 и ?F2 < [?F]1 и [?F]2 , то условие прочности выполняется.
Конструирование цилиндрического зубчатого колеса.
Зубчатые колеса состоят из обода с зубьями; ступицы, которая насаживается на вал; диска, соединяющего обод со ступицей.
Определяем основные размеры цилиндрической зубчатой шест