Курсовая работа (т): Привод транспортера

σНlim1=2· HBср1 +70 =2·285,5+70=641 МПа;- коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; SH = 1,1 - для улучшенных колес /2, c. 9/;

- коэффициент долговечности, так как

> NHG1 =23,47 × 106, то  /2, c. 10/;

 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, для материалов первой группы принимаем =0,9 /2, c. 10/;

 - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, на предварительном этапе расчета принимаем  = 1 /2, c. 10/.

Тогда МПа.

Для колеса:

,

σНlim2=2· HBср2 +70 =2·248,5+70=567 МПа.

Поскольку NHE2 =1,91 × 108 > NHG2=16,82 × 106 , то  /2, c. 10/, тогда:

МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых передач:

МПа,

МПа < МПа.

Принимаем МПа.

Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную выносливость

Для шестерни:

,

где  - предел изгибной выносливости при нулевом цикле напряжений /2 таблица 4/, для улучшенных колес:

=1,75×HBср1 = 1,75×285,5 =499,6 МПа,

- коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность /2, c. 11/;

- коэффициент долговечности, так как

> NFG1 =4 × 106, то  /2, c. 11/;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании  /2, c. 12/;

 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки  /2, c. 12/.

Тогда:

Для колеса:

,

=1,75×HBср2= 1,75×248,5 =434,9 МПа.

Поскольку NFE2 =1,91 × 10 8 > NFG2=4 × 10 6 , то  /2, c. 11/, тогда:

Максимальные допускаемые напряжения [σ]Hmax и [σ]Fmax

1) При расчете на контактную выносливость [σ] Hmax

[σ] Hmax = 2,8×σТ2 = 2,8 × 540 = 1512 МПа.

) При расчете на изгибную выносливость [σ]Fmax1 и [σ]Fmax2

[σ]Fmax1= 2,74 × НВ ср1 = 2,74 × 285,5 = 782,3 МПа;

[σ]Fmax2 = 2,74 × НВ ср2 = 2,74 × 248,5 = 680,9 МПа.

2.3 Определение основных параметров передачи

Коэффициенты нагрузки при расчете на контактную выносливость

КН = КН β×КНV×KHa.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

КНβ =  × (1 - Х) + Х .

Полагая y ba= 0,5 для шевронной зубчатой передачи /2, c. 15/, определим относительную ширину шестерни

Коэффициент режима для режима работы 0 X=1 /2, c. 8, таблица 2/.

Тогда КНβ = 1.

С целью определения коэффициента динамичности нагрузки вычислим приближенное значение окружной скорости:

м/с,

где  - коэффициент для косозубой передачи /2, c. 16/.

Назначаем 9-ю степень точности изготовления цилиндрической косозубой шевронной передачи /2, c. 17, таблица 9/.

Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен KHV = 1,02 /2, c. 17, таблица 10/.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KHa= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для шевронных колес 9-й степени точности при окружной скорости V=1,88 м/c.

Коэффициент нагрузки

КН = КН β×КНV ×KHa = 1,0×1,02 ×1,12 = 1,142.

Коэффициенты нагрузки при расчете на изгибную выносливость

КF = КF β×КFV×КFα.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

КFβ = × (1 - Х) + Х

Так как Х = 0, то по аналогии с п. 2.3.1 КFβ = 1.

Тогда коэффициент динамичности нагрузки равен KFV = 1,08. /2, c. 18, таблица 11/.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KFa= 0,91 /2, c. 24, таблица 14/ для косозубых колес 9-й степени точности.

Коэффициент нагрузки

КF = КFβ×КFV×KFa= 1,0×1,08×0,91 = 0,983.

Предварительное значение межосевого расстояния

Примем значение aW = 80 мм по ГОСТ 2185-66/2, c. 20/.

Рабочая ширина венца

Рабочая ширина колеса

b2 = y ba× aW = 0,5 × 80 =40мм.

Ширина шестерни

b1 = b2 + (2…4) = 40 + (2…4) = 42…44 мм.

В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда Ra20 примем b1 = 45 мм и b2 =40 мм /2, c. 20/.

Модуль передачи

 мм.

По ГОСТ 9563-60 принят нормальный модуль мм.

Минимальный угол наклона зубьев для шевронной передачи

/2, c. 21/.

Суммарное число зубьев

.

Примем

Действительное значение угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

2.4 Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев

Окружная скорость

м/с,

где мм - делительный диаметр шестерни.

Уточняем коэффициенты нагрузки

Уточняем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KHa= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для косозубых колес 9-й степени точности при окружной скорости V=2,15 м/c.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче KFa= 0,91 /2, c. 24, таблица 14/ для косозубых колес 9-й степени точности.

Коэффициенты динамичности нагрузки:

при расчете на контактную выносливость KHV = 1,02 /2, c. 17, таблица 10/;

при расчете на изгибную выносливость KFV = 1,08 /2, c. 17, таблица 11/.

Коэффициенты нагрузки:

КH = КHβ×КHV×КHα = 1,0×1,02×1,12 = 1,142;

КF = КFβ×КFV ×КFα = 1,0×1,08×0,92 = 0,983.

Расчетное контактное напряжение

sН=450,68 МПа < [s]H=495,1 МПа.

Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет:

,

что является допустимым /2, c. 23 /.

2.5 Проверка зубьев на изгибную выносливость

Напряжения изгиба в зубьях колеса

.

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса

.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

Напряжение в опасном сечении зубьев колеса

МПа.

МПа < МПа.

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Эквивалентное число зубьев шестерни

Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

МПа <  МПа.

2.6 Основные геометрические размеры колес

Диаметры делительных окружностей

мм;

мм.

Проверка: мм = мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев

 мм;

 мм.

.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

 мм.

2.7 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила Ft1 = Ft2 =  Н.

Радиальная сила  Н.

Осевая сила Н.

2.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку

Определяем коэффициент перегрузки привода

=2,74.

Максимальное контактное напряжение σH max

.

Максимальные напряжения изгиба

МПа < [σ]Fmax1= 782,3 МПа;

МПа < [σ]Fmax2 = 680,9 МПа.

Во всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.

3    Расчёт открытой цепной передачи

3.1 Определяем число зубьев звёздочек

где:

 передаточное число открытой цепной передачи.

Z1 округляем до ближайшего целого нечётного числа .

.

Z2 округляем до ближайшего целого чётного числа .

3.2 Определение шага цепи

 мм,

где:

[p]=20 МПа - ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах цепи /4, с. 15,таблица А1/.

m=1 - число рядов цепи.

Kэ=Кд×Ка×Кн×Кр×Ксм×Кп - коэффициент эксплуатации,

здесь:

Кд =1- динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки, для спокойной нагрузки/4, с. 5/;

Ка =1 - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, при а′=(30…50)×t /4, с. 6/;

Кн =1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту, при угле наклона цепи к горизонту до 600 /4, с. 6/;

Кр =1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании /4, с. 6/;

Ксм =1,3 - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, при периодической смазке /4, с. 6/;

Кп =1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы, при односменной работе /4, с. 6/.э=1×1×1×1,25×1,3×1= 1,625.

 мм.

Полученное значение шага t принимаем согласно ГОСТ 13568 /4, с. 15,таблица А2/.

Таблица 3 - Параметры цепи

Цепь ПР-19,05-3183 ГОСТ 13568

3.3 Проверка условия обеспечения износостойкости цепи

Проверка условия: n£[n1]

[n1]=900 об/мин - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки /4, с. 15,таблица А4/.

[n]=319 об/мин - действительное значение частоты вращения ведущей звездочки.

<900.

Условие выполняется.

Проверка условия: р£[р]

[р] - допускаемое значение среднего давления в шарнирах цепи.

где:=105,8 мм2 - проекция опорной поверхности шарнира;

- окружная сила, Н;

 - скорость цепи, м/с;

где:

- число зубьев на ведущей звёздочке;

[n]=319 об/мин - частоты вращения ведущей звездочки;=19,05 мм - шаг цепи.

 - мощность на ведущей звёздочке, Н;

где:

 - вращающий момент на ведущей звёздочке.

 Н.

 МПа.

[р]=[р]табл.×[0,01× (z1-17)+1]= 22.×[0,01× (23-17)+1]=23,32 МПа,

где:

[р]табл. = 22 - допускаемое среднее давление в шарнирах цепи /4, с. 15,таблица А1/.