Проектирование привода к ленточному конвейеру с одноступенчатым цилиндрическим редуктором. Проектирование привода к ленточному конвейеру с одноступенчатым. Проектирование привода к ленточному конвейеру с одноступенчатым цилиндрическим редуктором Оглавление
 Скачать 0.49 Mb.
|
Определение допускаемых контактных напряженийВыберем для шестерни z1 сталь 45 (  = 900 Н/мм2;  = 440 Н/мм2; НВ 230) и для колеса z2 сталь 45 ( = 590 Н/мм2; = 300 Н/мм2; НВ 200).Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:  , для шестерни  для колесаСреднее значение контактного напряжения  Где  – твёрдость материала колеса и шестерни при выбранной термообработке, – коэффициент режима нагрузки при расчете на контактную прочность принимаем равным  (формула 3,56 стр.59[8])Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость.Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость зубьев. Расчет выполняется с целью проверки проектного расчета. Действующие контактные напряжения H определяются по зависимости (стр.508[8])  Отношение действующих контактных напряжений к допускаемым, составляет  ,Разница составляет 0,3% что вполне допустимо. Определение допускаемых напряжений изгиба (стр.60[8])Допускаемое напряжение изгиба при отнулевом цикле (конвейер движется в одном направлении)  где [n]-требуемый коэффициент запаса прочности (см. стр. 60[8]), принимаем равным 1,4 (стальные поковки, подвергнутые нормализации или улучшению); kσ— эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба; kσ=1,5 (см. стр. 61[8]); kри— коэффициент режима нагрузки; kри = 1. Для углеродистых сталей значения предела выносливости σ-1 могут быть вычислены по известному пределу прочности σВпо формуле: σ-1= 0,43·σВ Для шестерни σ-1= 0,43·800 = 344 Н/мм2 и  Для колеса σ-1= 0,43·590 = 254 Н/мм2 и  Проверяем прочность зубьев на изгиб.  здесь К — коэффициент нагрузки, принимаемый при расчете на изгиб таким же, как и при расчете на контактную прочность К=1,3 Р — окружное усилие: для шестерни P1=2107Н для колеса P2=1963Н у — коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от числа зубьев — действительного для прямозубых (по табл. 3.2 стр42[8]) ; для шестерни y1=0.378 для колеса y2=0.454 тп— нормальный модуль зацепления m=2,5мм; b- ширина зубчатого венца; b1=40мм kпи— коэффициент повышения нагрузочной способности на изгиб колес; значения его такие же, как и при расчете на контактную прочность: для прямозубых колес kпи = 1. Напряжения изгиба в зубьях шестерни  Напряжения изгиба в зубьях колеса  Условия прочности выполняются, т.е. σи1 и σи2 ≤[ σи1] и [σи2] соответственно. Расчет зубчатой передачи |