Привод станции подвесного конвейера. Задание №7. Вариант №5. Шифр - 07-МС-9

Содержание


Введение
1. Кинематический расчет привода.
2. Расчет передач редуктора
2.1. Быстроходная ступень.
2.2. Тихоходная ступень.
3. Предварительная компоновка редуктора.
3.1. Предварительный расчет валов.
3.2. Расчет промежуточного вала на сложное сопротивле-ние.
3.3. Расчет подшипников качения.
4. Выбор и расчет шпонок.
5. Расчет корпусных деталей.

Привод станции подвесного конвейера. Задание №7. Вариант №5. Шифр - 07-МС-9

2.1.2.4. Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:
В этих формулах:
— длительный предел изгибной выносливости; = 550 МПа; SF — коэффициент безопасности, равный 1,75;
МПа;
— эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость; ;
— коэффициент приведения постоянной нагрузки, равный 1.
Таким образом, поскольку , принимаем .
Следовательно, = 314,3 МПа. Так как = 1260 МПа, то условие выпол­няется.
2.1.3. Определение коэффициента нагрузки.
2.1.3.1. При расчете на контактную выносливость;
.
Задаваясь коэффициентом ширины определяем параметр
и по табл. 12 находим .
Таблица 12
— динамический коэффициент.
Для его определения находим окружную скорость.
.
Значение коэффициента определяем по табл. 13; = 1950.
Таблица 13
м/с.
По рекомендации табл. 14 назначаем 8 степень точности передачи. Тогда 1,1.
Таблица 14
При определении KHv применяем метод линейной интерпо­ляции. Поскольку при v = 6 м/с KHv = 1,03, а при v = 4 м/с КHv = 1,06, то при v = 1,26 м/с
.
Таким образом, Кн == 1,116.
2.1.3.2. При расчете на выносливость при изгибе .
Аналогично коэффициенту КH можно воспользоваться ус­редненными значениями KF.
— коэффициент концентрации нагрузки. Для неприрабатывающихся зубьев = ; = 1,07.
—динамический коэффициент; = 1,042.
Таким образом, .
2.1.4. Определение предварительного значения межосевого расстояния.
— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; = 1,09.
Тогда
мм.
По табл. 15 принимаем aw = 80 мм.
Таблица 15
2.1.5. Определение рабочей ширимы зубчатых колес.
Рабочая ширина колеса мм; по ГОСТ 6636-69 принимаем мм.
Ширина шестерни мм; в со­ответствии с ГОСТ 6636-69 мм.
2.1.6. Определение ориентировочного значения модуля.
Величину модуля можно определить по формуле
. Для мм, m = 0,8,..1,6 мм. Принимаем мм (см. табл. 16).
Таблица 16
2.1.7. Определение угла наклона зуба.
По условию проекта быстроходная ступень редуктора – прямозубая, следовательно .
2.1.8. Суммарное число зубьев. [1,стр. 13-14]
2.1.9. определение числа зубьев зубчатых колес.
2.1.9.1. Число зубьев шестерни.
принимаем 18 зуб.
2.1.9.2. Число зубьев колеса принимаем 88 зубьев.
2.1.10. определение фактического передаточного числа.
что в пределах нормы.
2.1.11. Проверка зубьев на выносливость при изгибе.
В зубьях колеса.
что меньше МПа.
В зубьях шестерни.
что меньше
2.1.12. Диаметры колес.[1,стр. 14]
Делительные диаметры:
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
2.1.13. Силы в зацеплении.[1,стр. 15]
Окружная сила радиальная сила осевая сила
2.2. Тихоходная ступень.
Исходные данные:
Т4 = 273 Нм; п3= 570 об/мин; п4 – 160,6 об/мин (u =3,55); материал зубчатых колес — сталь 40ХН; нагрузка посто­янная; срок службы передачи l = 10 лет = 21640 часов.
2.2.1. Выбор термической обработки заготовок
Принимаем твердость рабочих поверхностей зубьев Н>НВ350. В этом случае зубья во время работы не прирабатываются и обеспечивать разность твердостей зубьев шес­терни и колеса не требуется. Выбираем термическую обра­ботку - закалку ТВЧ после улучшения (см. табл. 11). Твердость поверхности HRC48...53, сердцевины НВ269...302.
2.2.2. Определение механических свойств материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений.
2.2.2.1. Средние значения твердости зубьев:
2.2.2.2. Предельные характеристики материала:
= 920 МПа; = 750 МПа (см. табл. 11).
2.2.2.3. Допускаемые напряжения для расчета передачи на
контактную выносливость:
В этих формулах:
—длительный предел контактной выносливости;
= 17 HRС + 200 (табл. 2.6);
SH — коэффициент безопасности, равный 1,2 .
МПа ;
NH0 — число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;
NH0 = ;
NHЕ — эквивалентное число циклов перемены напряжений;
.
— коэффициент приведения; при постоянной нагрузке = 1.
— суммарное число циклов перемены напряжений;
, где п — частота вращения i-го зубчатого колеса.
Для шестерни циклов.
Для колеса циклов.
Поскольку полученные значения принимаем циклов.
Следовательно МПа.
— предельное допускаемое напряжение;
МПа.
Условие выполняется.
2.2.2.4. Допускаемое напряжение для расчета передачи на изгибную выносливость:
В этих формулах:
— длительный предел изгибной выносливости; = 550 МПа; SF — коэффициент безопасности, равный 1,75;
МПа;
— эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчета на изгибную выносливость; ;
— коэффициент приведения постоянной нагрузки, равный 1.
Таким образом, поскольку , принимаем .
Следовательно, = 314,3 МПа. Так как = 1260 МПа, то условие выпол­няется.
2.2.3. Определение коэффициента нагрузки.