Привод цепного конвейера (стр. 3 из 3)
cosβ =cos15,143= 0.965
Z1-число зубьев
Z1=25
d1= dw=
=32,4мм-диаметр вершин зубьев:
da1=d1+2mn
da1=32,4+2*1,25=34,9мм
-диаметр впадин зубьев
df1=d1-2.5mn
df1=32,4-2,5*1,250=29,275мм
б)колесо
-делительный диаметр :
d2= dw=
,Z2=114
mn=1,250
cosβ = 0.965
d 2= d w=
=147,7-диаметр вершин зубьев:
da2=d2+2mn
da2=147,7+2*1,250=150,2мм
-диаметр впадин зубьев
df2=d2-2.5mn
df2=147,7-2,5*1,250=144,575мм
3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
3.2.1.Окружная скорость в зацеплении
где d1–делительный диаметр шестерни
d1=45,570мм
nj-частота вращения вала шестерни, мин -1
n1=309,75
3.2.2 Выбор степени точности передачи.
Согласно источнику [1, стр41, табл. 15] выбираем точность 8 ( средняя)
3.2.3Коэффициент перекрытия
εα- коэффициент торцевого перекрытия
εα= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cosβ,
Так как зацепление внешнее – знак «+»
εα=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6
εβ- коэффициент осевого перекрытия
-рабочая ширина зубчатых венцов
b2= bW=28
mn=2,250
εγ- суммарный коэффициент перекрытия
εγ=εα+εβ
εγ=1,6+0,626=2,2
3.2.4Коэффициент KHα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.
Согласно источнику [1, стр42, рис. 12] принимаем
KHα=1,08
3.2.5Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении
Где Т1- вращающий момент на шестерне
WHV– удельная окружная динамическая сила, Н/мм
WHV=σн*g0*V*
Где σн- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и
модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику
[1, стр42,табл. 16]:
σн=0,004МПа
g0-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику [1, стр43,табл. 17]:
g0=56
WHV=0,004*56*0,739*
3.2.6 Удельная расчетная окружная силаН/мм
3.2.7 Коэффициент Zε, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия εβ‹1
Zε=
Zε=
3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа
σн= ZH* ZEZε*
где ZH- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику
[1, стр45,рис.13]:
ZH=2,47
ZE- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес , для стальных колес
ZE=190
σ HP- допускаемое контактное напряжение
σн= 2,47*190*0,83 *
МПаσ HP=0,45*( σ HP1+ σ HP2)
σ HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа
σн≤ σ HP : 973,8≤1281,15
3.3Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.
3.3.1 Коэффициент KFβ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость
при изгибе .Выбираем согласно источнику [1, стр45,рис.14]:
KFβ=1,19
3.3.2 Коэффициент KFα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.
KFα=KНα=1,08
3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.
WFV- удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб,Н/м
W FV=σF*g 0*V*
σF- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику[1, стр42,табл.16]:
σF=0,006
WFV=0,006*56*0,739*
3.3.4Удельная расчетная окружная сила
3.3.5 Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.
Согласно источнику[1, стр46,рис.15]:YFS1=4,09
YFS2=3,67
3.3.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
Для косозубых передач :
Так как εβ=0,6 ‹1: Yε= 0.2+0,8/ εα
Yε= 0.2+0,8/ 1,6=0,7
3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба
Yβ=1-εβ*β/1200≥0,7
Yβ=1- 0,6*9,069/1200=0,955≥0,7
3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:
σF= ZFS1* Zβ1* Zε1*
≤ σFPОбычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:
σF= 4,09* 0,7* 0,955*
≤ σFP372,83≤520
3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
σнmax= σн*
σнPmaxTmax=β1-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе
TH
β1= 1,25…1,35
Принимаем β1=1,3
σнmax= 973,8*
МПаσнPmax =2.420МПа
σнmax≤ σнPmax
1.110,3≤2.420
3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.
σFmax=Tmax ≤ σFPmax
TH
σF=372.83
Tmax =1.3
TH
σFPmax=1.171МПа
σFmax=372,83*1,3=484,68МПа
σFmax≤ σFPmax
484,68≤1.171
3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
-окружная сила:
Ft1=
Ft1=
-радиальная сила
Fr= Ft*tg αW/ cosβ
Fr1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н
- осевая сила
Fа=Ft*tgβ
Fа1=4.879*0,16=780,6Н
3.7 Силы в зацеплении быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.
-окружная сила:
Ft2=
Ft1=
-радиальная сила
Fr2= Ft2*tgαW/ cosβ
Fr2=19664*0,36/0,965=7336 Н
- осевая сила
Fа2= Ft2* tgβ
Fа2=19664*0,159 = 3126 Н
4. Выбор смазки.
Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.
При контактном напряжении σН=973,8; окружной скорости V=0,739 м/с согласно источнику [1, стр96,табл.36]: рекомендуется кинематическая вязкость60 мм2/с при температуре 50 0С
Для быстроходной передачи при скорости V=2,32 и напряжении σН=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм2/с.
Выбираю среднее значение кинетической вязкости 55 мм2/с.Этой вязкости соответствует марка масла, согласно источнику [1, стр97,табл.37] И50А(индустриальное)
Литература
1 Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1995.–102с.
2 Дунаев П.Ф. , Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа, 1978.–352с.
3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др.– 5–е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1984.–560с., ил.
4 Пелипенко И.А., Шевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1991.–41с