Реферат: Проектирование привода цепного конвейера 2

--PAGE_BREAK--2 Эскизный проект 2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений


В качестве материалов зубчатых колёс назначаем сталь углеродистую, качественную с термообработкой нормализация или улучшение.     

Для шестерни — материал сталь 50, термообработка улучшение [2], диаметр заготовки до 200 мм, твёрдость материала по Бриннелю НВ1 258, предел текучести при растяжении σT1= 540 МПа, предел прочности при растяжении σв1= 790 МПа.

Для колеса назначим материал сталь 50, термообработка нормализация, ориентировочный диаметр заготовки 100 ÷300 мм, предел прочности при растяжении σв2 = 590 МПа, предел текучести при растяжении σт2 = 300 МПа, твердость по Бринеллю НВ2  180.      

Определим пределы выносливости

для шестерни НВ1 258:

σHlimb1 = 2HB1+70 =586 MПa;

для колеса HB 180

σHlimb2 = 2НВ2+70 = 430 МПа;

Допускаемые напряжения на контактную выносливость

<img width=«134» height=«45» src=«ref-2_778057150-393.coolpic» v:shapes="_x0000_i1036">,

где KHL=1, коэффициент долговечности при длительной работе редуктора.

Для НВ ≤350 по [1, табл 3.4] коэффициент безопасности[ SF]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка).

 Для колеса

<img width=«238» height=«44» src=«ref-2_778057543-554.coolpic» v:shapes="_x0000_i1037">МПа

Для шестерни

<img width=«198» height=«39» src=«ref-2_778058097-622.coolpic» v:shapes="_x0000_i1038">МПа
2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора


Находим межосевое расстояние:

<img width=«511» height=«52» src=«ref-2_778058719-1389.coolpic» v:shapes="_x0000_i1039">

где Ка=49 для прямозубой передачи, КНβ=1,15 [1, стр.32]– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Принимаем стандартное по ГОСТ 2185-66 <img width=«83» height=«24» src=«ref-2_778060108-188.coolpic» v:shapes="_x0000_i1040">.

Модуль передачи:

m = (0,01...0,02)·aw. Принимаем m=4.

Суммарное число зубьев:

<img width=«113» height=«41» src=«ref-2_778060296-273.coolpic» v:shapes="_x0000_i1041">

Число зубьев шестерни:

<img width=«153» height=«47» src=«ref-2_778060569-376.coolpic» v:shapes="_x0000_i1042">, принимаем 29.

Число зубьев колеса:

<img width=«195» height=«25» src=«ref-2_778060945-315.coolpic» v:shapes="_x0000_i1043">

Фактическое передаточное число:

<img width=«137» height=«45» src=«ref-2_778061260-340.coolpic» v:shapes="_x0000_i1044">

Отклонение от стандартного:

<img width=«233» height=«44» src=«ref-2_778061600-495.coolpic» v:shapes="_x0000_i1045">

Проверка сборки передачи:

<img width=«275» height=«41» src=«ref-2_778062095-698.coolpic» v:shapes="_x0000_i1046">

Производим проверку действительных контактных напряжений:

<img width=«269» height=«56» src=«ref-2_778062793-845.coolpic» v:shapes="_x0000_i1047">

Окружная скорость зацепления:

<img width=«311» height=«41» src=«ref-2_778063638-711.coolpic» v:shapes="_x0000_i1048">

KНa=1,05 [3, табл.3.4]   — коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки между зубьями и KНβ=1 [3, табл.3.5] — коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

KНυ — коэффициент, учитывающий влияние динамичности нагрузки, для 8 степени точности и полученной окружной скорости по [3, табл.3.8] равен 1,03.

<img width=«393» height=«52» src=«ref-2_778064349-1030.coolpic» v:shapes="_x0000_i1049">

Проверим перегрузку

<img width=«347» height=«49» src=«ref-2_778065379-765.coolpic» v:shapes="_x0000_i1050">≤6%, что допустимо.

Расчет на контактную выносливость под действием максимальных нагрузок не проводим, полагая, что ударные нагрузки на привод в процессе эксплуатации незначительны.

Находим геометрические размеры зацепления.

Делительный диаметр:

<img width=«192» height=«48» src=«ref-2_778066144-551.coolpic» v:shapes="_x0000_i1051">

Диаметр вершин зубьев:

<img width=«220» height=«48» src=«ref-2_778066695-651.coolpic» v:shapes="_x0000_i1052">

Диаметр впадин зубьев:

<img width=«244» height=«51» src=«ref-2_778067346-716.coolpic» v:shapes="_x0000_i1053">

Ширина зубчатого венца:

<img width=«208» height=«48» src=«ref-2_778068062-700.coolpic» v:shapes="_x0000_i1054">

Находим усилия в зацеплении.

Окружная сила:

<img width=«311» height=«48» src=«ref-2_778068762-635.coolpic» v:shapes="_x0000_i1055">

Радиальная сила: 

<img width=«279» height=«24» src=«ref-2_778069397-440.coolpic» v:shapes="_x0000_i1056"> 

a = 200– угол зацепления.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни, так как материал колес передачи одинаков, но коэффициент YF, учитывающий форму зуба, для шестерни больше:

<img width=«219» height=«45» src=«ref-2_778069837-475.coolpic» v:shapes="_x0000_i1057">

<img width=«55» height=«25» src=«ref-2_778070312-149.coolpic» v:shapes="_x0000_i1058"> — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [1, табл.3.4];

<img width=«73» height=«24» src=«ref-2_778070461-174.coolpic» v:shapes="_x0000_i1059"> — коэффициент динамической нагрузки [1, табл.3.4];

<img width=«38» height=«23» src=«ref-2_778070635-126.coolpic» v:shapes="_x0000_i1060">=3,9+((3,9-3,8)/(30-25))·(29-25)=3,98, [1, стр.42]. 

<img width=«283» height=«41» src=«ref-2_778070761-582.coolpic» v:shapes="_x0000_i1061">

Допускаемое напряжение на выносливость при изгибе

<img width=«168» height=«43» src=«ref-2_778071343-422.coolpic» v:shapes="_x0000_i1062">.

Для НВ ≤350 по [3, табл. 3.4] коэффициент безопасности[ SF]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка). При d<300 мм масштабный коэффициент kxF=1, при d≥300 мм масштабный коэффициент kxF=1,3-da·10-4=1,3-362,347·10-4=1,263. Коэффициенты YS=0,97, YR=1[3]

Тогда допускаемые напряжения на контактную выносливость

Для колеса <img width=«218» height=«42» src=«ref-2_778071765-476.coolpic» v:shapes="_x0000_i1063">МПа

Для шестерни <img width=«246» height=«42» src=«ref-2_778072241-529.coolpic» v:shapes="_x0000_i1064">МПа

Следовательно, условие прочности на изгиб соблюдено.
    продолжение
--PAGE_BREAK--2.3 Расчет плоскоременной передачи
 Находим диаметр ведущего шкива d1 =<img width=«164» height=«27» src=«ref-2_778072770-359.coolpic» v:shapes="_x0000_i1065">=276 мм.

По ГОСТ17383-73  принимаем d1 = 280 мм.

Находим диаметр ведомого шкива: d2 = Uр.п.·d1·(1 — e),

 где e = 0,01 – коэффициент скольжения [1. стр.120].

 d2 = 3×280·(1 – 0,01)=831мм.

 Принимаем d2 = 800 мм.

Находим фактическое передаточное число:

<img width=«244» height=«45» src=«ref-2_778073129-699.coolpic» v:shapes="_x0000_i1066">

<img width=«252» height=«44» src=«ref-2_778073828-513.coolpic» v:shapes="_x0000_i1067">=3,8%<4%,   что допустимо.

Находим ориентировочное межосевое расстояние:

A³ 1,5·(d1 + d2) = 1,5·(280+800)=1620 мм.

Расчетная длина ремня (без учета припуска на соединение концов):

<img width=«517» height=«51» src=«ref-2_778074341-1981.coolpic» v:shapes="_x0000_i1068">4978 мм

Принимаем L =5000 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:

<img width=«429» height=«48» src=«ref-2_778076322-1453.coolpic» v:shapes="_x0000_i1069">,

<img width=«526» height=«41» src=«ref-2_778077775-1247.coolpic» v:shapes="_x0000_i1070">1831 мм

Определяем угол захвата ремнем ведущего шкива:

<img width=«310» height=«41» src=«ref-2_778079022-793.coolpic» v:shapes="_x0000_i1071">161°

Находим скорость ремня:

<img width=«147» height=«48» src=«ref-2_778079815-656.coolpic» v:shapes="_x0000_i1072"> где  <img width=«63» height=«24» src=«ref-2_778080471-288.coolpic» v:shapes="_x0000_i1073">м/сек- допускаемая скорость.

<img width=«148» height=«48» src=«ref-2_778080759-739.coolpic» v:shapes="_x0000_i1074">10,72 м/сек

Определяем частоту пробега ремня:

<img width=«104» height=«24» src=«ref-2_778081498-390.coolpic» v:shapes="_x0000_i1075">, где <img width=«94» height=«25» src=«ref-2_778081888-332.coolpic» v:shapes="_x0000_i1076"> — допускаемая частота пробегов.

<img width=«93» height=«22» src=«ref-2_778082220-198.coolpic» v:shapes="_x0000_i1077">2,14 сек-1

Находим окружную силу Ft, передаваемую ремнем:

<img width=«173» height=«47» src=«ref-2_778082418-429.coolpic» v:shapes="_x0000_i1078">700, Н

Находим допускаемую удельную окружную силу:

<img width=«204» height=«28» src=«ref-2_778082847-423.coolpic» v:shapes="_x0000_i1079"> ,

где  <img width=«104» height=«25» src=«ref-2_778083270-248.coolpic» v:shapes="_x0000_i1080">  — допускаемая приведенная окружная сила [1, стр.119, табл. 7.1];

Св=1- коэффициент наклона линии центров шкивов к горизонту;

Сα=1-0,003·(180-161)= 0,943- коэффициент угла захвата;

Сv=1,04-0,0004·v2=1,04- коэффициент влияния напряжения от центробежной силы;

Cp=1- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.7.4];

<img width=«148» height=«25» src=«ref-2_778083518-491.coolpic» v:shapes="_x0000_i1081">=2,93 H/мм

Находим ширину ремня:

<img width=«169» height=«52» src=«ref-2_778084009-776.coolpic» v:shapes="_x0000_i1082"> 79,6  принимаем b=80 мм [1. стр.119], ширина шкива В =100 мм.

Находим площадь поперечного сечения ремня:

<img width=«144» height=«18» src=«ref-2_778084785-226.coolpic» v:shapes="_x0000_i1083">мм2

Находим силу предварительного натяжения ремня:

<img width=«179» height=«24» src=«ref-2_778085011-305.coolpic» v:shapes="_x0000_i1084">, Н

Находим и ведомой ветви ремня:

<img width=«179» height=«41» src=«ref-2_778085316-392.coolpic» v:shapes="_x0000_i1085">782, Н

<img width=«180» height=«41» src=«ref-2_778085708-379.coolpic» v:shapes="_x0000_i1086">82, Н.

Находим силу давления ремня на вал:

<img width=«275» height=«51» src=«ref-2_778086087-672.coolpic» v:shapes="_x0000_i1087">458,5, Н

Проверяем прочность ремня по максимальным значениям в сечении ведущей ветви:

<img width=«203» height=«27» src=«ref-2_778086759-581.coolpic» v:shapes="_x0000_i1088">

где  <img width=«140» height=«41» src=«ref-2_778087340-342.coolpic» v:shapes="_x0000_i1089"> 1,46 МПа — напряжение от силы F1;

<img width=«96» height=«52» src=«ref-2_778087682-391.coolpic» v:shapes="_x0000_i1090">   — напряжение от изгиба ремня;

 <img width=«72» height=«25» src=«ref-2_778088073-302.coolpic» v:shapes="_x0000_i1091">МПа- модуль продольной упругости при изгибе [1, стр.123].

<img width=«108» height=«41» src=«ref-2_778088375-267.coolpic» v:shapes="_x0000_i1092">1,07 МПа

<img width=«132» height=«27» src=«ref-2_778088642-437.coolpic» v:shapes="_x0000_i1093">  напряжение от центробежной силы;     <img width=«117» height=«25» src=«ref-2_778089079-434.coolpic» v:shapes="_x0000_i1094"> — плотность материала ремня [1, стр.123].

<img width=«168» height=«27» src=«ref-2_778089513-552.coolpic» v:shapes="_x0000_i1095">0,013 МПа;

Предел выносливости <img width=«64» height=«27» src=«ref-2_778090065-295.coolpic» v:shapes="_x0000_i1096">МПа — допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней [1, стр.123].

<img width=«13» height=«25» src=«ref-2_778090360-73.coolpic» v:shapes="_x0000_i1097">σмах=1,46+1,07+0,013=2,54 МПа≤7МП, условие выполнено.

Проверка долговечности ремня определяется в зависимости от числа циклов, равное 107, от числа пробегов во время эксплуатации Nц=2·3600·Н0·λ [1, стр.124], где λ=<img width=«18» height=«47» src=«ref-2_778090433-119.coolpic» v:shapes="_x0000_i1098">=<img width=«41» height=«41» src=«ref-2_778090552-167.coolpic» v:shapes="_x0000_i1099">= 2,14- число пробега ремня в секунду:

<img width=«180» height=«56» src=«ref-2_778090719-957.coolpic» v:shapes="_x0000_i1100">, где Сi≈1,5<img width=«25» height=«24» src=«ref-2_778091676-122.coolpic» v:shapes="_x0000_i1101">-0,5=1,5·<img width=«51» height=«29» src=«ref-2_778091798-324.coolpic» v:shapes="_x0000_i1102">-0,5=1,63 – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, СН=1, при постоянной нагрузке.

Долговечность

<img width=«164» height=«51» src=«ref-2_778092122-475.coolpic» v:shapes="_x0000_i1103">=462255 ч.
    продолжение
--PAGE_BREAK--