Курсовая работа (т): Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера

к=5 для прямозубых передач стр.99[1]

в1=в2∙1,12=71∙1,12=79,52 мм

принимаем в1=80 мм ф.4.40.-ширина шестерни.

Допускаемое напряжение на изгиб т.4.6. ф.4.24 (для колеса)

[σ]F===293,66 МПа

Коэффициент долговечности по изгибу ф.4.14.

кFD=кFE·≤1                                                                         (3.14)

m=6 (колесо улучшенное, оно лимитирует у нас)

N=11,19∙106 наработка колеса

NFG=4∙106 стр.83 база изгибных напряжений

кFE-коэффициент эквивалентности по изгибу ф.4.13 (переработанная).

кFE==0,818

кFD=0,818∙√11,19∙10/4∙10=0,971

Коэффициент нагрузки по изгибу ф.4.26.

кF=кFα·кFβ·кFV

кFα=1 коэффициент распределения нагрузки с.92 для прямозубых

кFβ-коэффициент концентрации нагрузки при НВ2<350 по ф.4.32.

кFβ=кFβ0·(1-x)+x≥1,04

кFβ0 принимаем по т.4.8 при в/d1=0,788; схема передачи 6; твердости а; интерполяцией кFβ0≈1,390

кFβ=1,39∙(1-0,475)+0,475=1,205

кFV-коэффициент динамичности, принимаем по ф. 4.12: для 9 степени, скорости 1 м/сек, твердость а, числитель: кFV=1,13.

кF=1∙1,205∙1,13=1,362

модуль

m1=5∙10632,7∙0,971∙1,362/(71∙293,66)=3,37

Принимаем стандартный модуль стр.53 из ряда: m=4

3.5 Предварительные размеры передачи

Суммарное число зубьев ф.4.46:

ZΣ¹=2∙a/m=2∙224/4=112 (если дробное, то округляем до ближайшего меньшего).

Принимаем ZΣ=112

Число зубьев шестерни ф.4.51:

11= (число зубьев должно быть не меньше Z1>=13),

11=112/(4+1)=22,4

округляем до ближайшего целого Z1=22.

Число зубьев колеса

Z2=112-22=90

Фактическое передаточное

Uф=Z2/Z1=90/22=4,091

Расхождение

U=100%=(4,091-4)/4∙100%=2,28%

допускается до 4%, т.е. проходит.

При Z1<17 делают высотную коррекцию ф.4.53, у нас смещение x1=x2=0.

3.6 Проверка фактического напряжения изгиба зубьев шестерни

σF1=·Ft·кFD1·кF                                                               (3.15)

b1=80, m=4, Ft=10632,7 H, кF=1,362, кFD1=1

к-коэффициент долговечности по изгибу у шестерни будет (m=9-т.к. закалка)

кFD1=кFE1·≤1                                                                          (3.16)

кFE1==0,875

N1=t∑·60·n3·c=7008∙60∙106,479∙1=44,772∙10 циклов

кFD1=0,875∙√(44,772∙10)/(4∙10)=1,14435

Принимаем кFD1=1

YF1=4,14 интерполяцией по т.4.13 (при x=0 и z1=22)

Yβ=1 для прямозубой передачи.

σF1=4,14∙1/(80∙4)∙10632,7∙1∙1,362=187,357, проходит т.к.

σF1<[σ]F1-допускается перегруз 5% стр.101.

[σ]F1=420 (для шестерни закаленной ТВЧ, из стали 40Х) табл.4.6.

3.7 Проверка фактического напряжения изгиба по колесу

σF2=·Ft·кFD1·кF=3,6∙1/(71∙4)∙10632,7∙0,971∙1,362=178,25 МПа

где: b2=71; m=4; кFD=0,971

YF2=3,6 при Z2=90 и х=0 по т.4.13

[σ]F2=293,66 МПа

см. ранее, т.е. колесо тоже проходит 186,69<293,66

3.8 Проверка на перегруз по изгибу

σFmax=σF·≤[σ]Fmax                                                     (3.17)

Допускаемое максимальное на изгиб по т.4.6 будет:

Для колеса [σ]Fmax2=2,7·HB2=2,7·285,5=770,8 МПа

Для шестерни [σ]Fmax1=1260 МПа (табл.4.6)

Действительные напряжения максимальные на изгиб:

Колесо σFmax2=178,25∙1,4/0,971=257,00 МПа - проходит

Шестерня σFmax1=187,357∙1,4/1=262,30 МПа - проходит

.9 Геометрические параметры передачи

Делительные диаметры:

d1=m∙Z1=4∙22=88 мм

d2=m∙Z2=4∙90=360 мм

Диаметры окружности выступов:

da1=d1+2m=88+2∙4=96 мм

da2=d2+2m=360+2∙4=368 мм

Диаметры окружности впадин:

df1=d1-2,5m=88-2,5∙4=78 мм

df2=d2-2,5m=360-2,5∙4=350 мм

а=d1/2+d2/2=88/2+360/2=224 мм

3.10 Силы в передаче

Ft=T4/(d2/2)=1905,38/(0,360/2)=10585,44 Н-окружное усилие, уточненное значение

Fr=Ft·tg 20º=10585,44∙0,364=3853,10 Н-радиальное усилие

4. Расчет червячной передачи

.1 Исходные данные

Червяк: N2=6,153 кВт, Т2=87,64 Н·м, w2=70,21 р/сек, n2=670,82 об/мин.

Червячное колесо: N3=5,538 кВт, T3=496,95 Н·м, w3=11,144 р/сек, n3=106,479 об/мин.

кHE=0,6775; кFE1=0,875; Uчерв=6,3; tΣ=7008 час; ПВ=1

4.2 Выбор материала червяка и червячного колеса, расчет межосевого расстояния

Ожидаемая скорость скольжения червячного колеса ф.7.6.:

Vск1==4∙670,82/105∙³√496,95∙103=2,13 м/сек          (4.1)

коэффициент эквивалентности для червячной передачи:

кHE=0,6775·1=0,6775                                                                   (4.2)

По т.7.2 выбираем материал группы Iб:

Vск1=2,13, кНЕ=0,6775 бронзу:

Это Бр 05Ц5С5 т.к. кНЕ гораздо больше 0,4, то принимаем заливку в кокиль: σв=200 МПа, σт=90 МПа

По рис. 7.1. для Vск=2,13 м/сек, принимаем СV=1,112-коэффициент, учитывающий износ.

Тогда допускаемое контактное напряжение по т.7.3.:

[σ]Н=СV·0,9·σB=1,112∙0,9∙200=200,16 МПа                              (4.3)

Наработка на колесе N=35,6∙106 циклов.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям ф.7.2:

кНД=кНЕ·0,6775∙³√∙35,6∙106/10∙106=1,034                        (4.4)

Коэффициент долговечности по изгибу ф.7.4:

кFD=кFE·0,875∙√35,6∙106/106=1,301                                     (4.5)

Согласно §7.4 и 7.3 принимаем червяк из стали 18ХГТ с цементацией и закалкой до твердости HRC=56-63.

Предварительно коэффициент нагрузки по ф.7.7:

к1=кβ1·кv1                                                                                              (4.6)

Коэффициент концентрации по ф.7.8:

кβ1=0,5·(кβ0+1)                                                                             (4.7)

заходность червяка при Uчерв=8→Z1=4 (стр.216 по рекомендациям), тогда по рис.7.2 начальный коэффициент концентрации кβ0=1,3 тогда:

кβ1=0,5·(1,3+1)=1,15

Коэффициент динамичности кV=1 (стр.215), тогда коэффициент нагрузки будет: к1=1,15·1=1,15

Предварительное межосевое расстояние ф.7.11:

а1=61·=61·=61∙³√496,95∙10³∙1,034∙1,15/200,16=149,60 мм

принимаем ближайшее стр.51: а=160 мм.

4.3 Определение предварительных параметров

Число зубьев колеса ф.7.12: Z21=Z1∙U=4∙6,3=25,2

Модуль по ф.7.13:

m=(1,4÷1,7)·=(1,41,7)∙160/25,2=8,89÷10,79                                  (4.8)

Принимаем модуль из значений (стр.53) m=10 и 12,5. Предварительно принимаем m=10. Коэффициент диаметра червяка ф.7.14:

q1==2∙160/10-25,2=6,8                                                   (4.9)

принимаем (стр.56) q=8. Коэффициент смещения ф.7.15:

Х==1/10∙[160-10/2∙(25,2+8)]=-0,6              (4.10)

γω=arctg∙                                                                            (4.11)

γω=arctg∙4/(8+2∙-0,6)=arctg (0,59)=30°34´

Длина шлифуемых червяков ф.7.18 и т.7.5 при (Z1=4, X=+0,5):

b1=b10+4·m=(12,5+0,1·Z2)·m+4·m=(12,5+0,1∙25,2)∙10+4∙10=190,2=190 мм

Ширина венца червячного колеса ф.7.20:

b2=0,315·a=0,315∙160=50,4=50 мм

4.4 Проверка фактического контактного напряжения

σн=                                                                               (4.12)

делительный диаметр колеса:

d2=m·Z2=10∙25,2=252 мм, ф.7.26

начальный диаметр червяка:

dω1=m·(q+2·x)=10∙(8+2∙-0,6)=68 мм ф.7.27;

фактическая скорость скольжения ф.7.22:

Vск==3,14∙68∙670,82/(60000∙0,8630)=2,768                (4.13)

Коэффициент концентрации по ф.7.9 и т.7.4:

кβ=1+·(1-х)=1+(25,2/98)³∙(1-0,475)=1,0089                                   (4.14)

где θ=98-коэффициент деформации т.7.4.

Коэффициент режима ф.4.29:

x=0,475 см. ранее.

Скорость колеса по ф.7.10:

V2==3,14∙252∙106,479/6∙10=1,405 м/сек                      (4.15)

Для этой скорости по т.4.10 степень точности передачи 9.

Коэффициент динамичности по т.4.11 и стр.215:

кV=кHV=1,070 интерполяцией для скорости V2=1,405 м/сек

Тогда коэффициент нагрузки по ф.7.7:

к=кβ кV=1,0089∙1,07=1,0795                                                                 (4.16)

Расчетный момент:

Тр=Тmax·кНД·к=496,95∙1,034∙1,0795=554,70 Н·м                    (4.17)

Напряжение будет:

σН=480/252∙√554,7∙10³/68=172,0 МПа                                        (4.18)

Уточняем допускаемое напряжение по фактической скорости скольжения: При Vск=2,768 м/сек по рис.7.1→СV=1,29

Рассчитываем:

[σ]Н=СV·0,9·σB=1,29∙0,9∙200=232 МПа                                               (4.19)

Недогруз по напряжению:

·100%=(172-232)/232∙100%=-25,86 %                                    (4.20)

Недогруз до 10%.

4.5 Проверка статической контактной прочности

Предельное контактное напряжение по Т. 7.3.

[σ]Hmax=4·σт=4·90=360 МПа-допускаемое (группа 1б)

Максимальное контактное напряжение по ф.4.43. действующее

[σ]Hmax=σH =172∙√1,4∙1/1,034=200,14 МПа          (4.21)

4.6 Проверка напряжения изгиба

Допускаемое по т.7.3 (группа Iб)

[σ]F=0,25·σT+0,08·σB=0,25∙90+0,08∙200=38,5                                     (4.22)

Напряжение изгиба в зубьях колеса действительное ф.7.24:

σF=·Ft2·кFD·к                                                                          (4.23)

Эквивалентное число зубьев колеса ф.7.25:

ZV==25,2/0,8633=39,207                                                  (4.24)

откуда коэффициент формы зуба стр.219 интерполяцией YF=1,654

Окружная сила на колесе ф.7.23:

Ft2==2∙496,95∙10³/252=3,94∙103 Н                                 (4.25)

Напряжение:

[σ]F=1,654∙0,863/(1,3∙10∙68)∙3940∙1,301∙1,0795=8,93 проходит

4.7 Проверка статической прочности на изгиб

Предельное напряжение изгиба по т.7.3.:

[σ]Fmax=0,8·σT=0,8∙90=72 МПа                                                  (4.26)

σFmax=σF =8,93∙1,4/1,301=9,61                                              (4.27)

Проходит т.к. 72>9,61

4.8 Основные параметры червячной передачи

а=160 мм - межосевое расстояние;

Uчерв=6,3-передаточное отношение;=4-заходность червяка;=25,2-число зубьев колеса;=10-модуль;=8-коэфициент диаметра червяка;

х=-0,6-коэфициент смещения;

γω=30°34´-угол подъема витка червяка на начальном цилиндре;

b1=190 мм-длина червяка;

b2=50 мм-ширина венца червячного колеса;=252 мм- делительный диаметр колеса;=68 мм- начальный диаметр червяка

Делительный диаметр:

=m∙q=10∙8=80 мм

Диаметр впадин витков:

1=d1-2,4m=80-2,4∙10=56 мм

Диаметр вершин витков:

=d1+2m=80+2∙10=100 мм

Угол подъема на делительном диаметре червяка:

(4/8)=arctg(0,5)=26°34´

Диаметр вершин зубьев червячного колеса:

da2=d2+2∙m∙(1+x)=252+2∙10∙(1+-0,6)=260 мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

daМ2=da2+6∙m/(Z1+2)=260+6∙10/(4+2)=270 мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса:

df2=d2-2∙m∙(1,2-x)=252-2∙10∙(1,2+-0,6)=216 мм

Радиус закругления колеса:

Ra=0,5∙d1-m=0,5∙80-10=30 мм

Rf=0,5∙d1+1,2∙m=0,5∙80+1,2∙10=52 мм

Основные параметры червячной передачи показаны на рис. 3

Рисунок 3. Основные параметры червячной передачи

4.9 Силы в передаче

Окружная сила на колесе, равна осевой силе на червяке:

Ft2=Fа1=3940 Н

Окружная сила на червяке, равна осевой силе на колесе:

Ft1=Fа2==2∙87,64∙103/68=2578 Н

Радиальная сила при α=20º

=Ft2·tg α=3940∙0,364=1434,2 Н

5. Расчет конической передачи (с круговым зубом)

Шестерня: N5=5,263 кВт; Т5=1886,38 Н·м; ω5=2,79 рад/сек; n5=26,62 об/мин

Колесо: N6=5 кВт; T6=6329,11 Н·м; ω6=0,79 рад/сек; n6=7,5 об/мин; Uкон=3,55

t∑=7008 час; кНЕ=0,6775.

Материал шестерни: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ2=269-302; HRC=48÷53; σВ=920; σТ=750; улучшение + закалка ТВЧ.

Материал колеса: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ1=269÷302; HRC=48÷53; σВ=920; σТ=750; улучшение; HRCпов=48÷53 соответствует по графику рис. 3.1.[3] НВ=490

5.1 Предварительный диаметр основания делительного конуса колеса

d´е2=165·                                                                    (5.1)

расчетный момент Т´р=Тmax·кНД·кН

Определяем соотношение =·=490

·=∙√3,55=329                                                         (5.2)

т.е.