Вагон самоходный. Калийная промышленность. Эффективность применения нового самоходного оборудования, страница 9

4.  Допускаемые напряжения при изгибе:

пр =.

По табл. 9.8   для шестерни и колеса :

МПа

= НВ + 260 = 210 + 260 =470 Мпа , где

S-  коэффициент безопасности;

- коэффициент долговечности;

 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивной нагрузки

Тогда допускаемые напряжения при изгибе :

·  для шестерни  Мпа = Мпа

5.  Передаточное число:

U=

6.  Внешний  делительный диаметр большого конического колеса определяем по формуле:

d, где

Kd = 99  -  числовой коэффициент для прямозубых передач.

Т - вращающийся момент на колесе, Н

 - коэффициент, зависящий от j ,  где  b – ширина зубчатого венца, мм.

d - диаметр делительной окружности шестерни.

 -  коэффициент длины зуба.

7.  Внешний окружной модуль.

m

8.  Конусное расстояние

R

9.  Длина зуба или ширина зубчатого венца:

b =  

Принимаем    b=45 мм.

10.  Внешний делительный диаметр шестерни:

d= mмм.

11.  Углы при вершинах начальных конусов :

Ctg                   °10¢

 = 90° - 8°10¢ = 81°50¢

12.  Средний делительный диаметр шестерни:

dRe – 0,5°10¢ = 33,9 мм.

13.  Средний окружной модуль:

мм.

14.  Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям. Для сохранения методики проверочного расчета, рекомендованной ГОСТ 21354 – 75 для цилиндрицеских передач, заменим конечное колесо условным цилиндрическим с диаметром dи шириной венца b ( рис.     ).

  , где

z ;         z;  z;        ;

( по таблице 9,11  )

 Мпа  , т.е.

  МП  больше чем  Мпа.

15.  Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры вершин зубьев ( см. рис. 9.10  )

da°10¢ = 55,8 мм.

da°50¢ = 281,9 мм.

Диаметры впадин зубьев:

dмм.

d50¢ = 277,5 мм.

16.  По таблице 9.9 для прямых зубьев колес конической передачи при твердости стали менее 350 НВ можно принять 9-ю степень точности, но для уменьшения динамической нагрузки вместо наименьшей допустимой, выбираем 8-ю степень точности.

              Расчет основных параметров планетарной передачи.

1-  центральное солнечное колесо

2-  сателлиты

3-  центральное корончатое колесо

Рисунок.    Расположение сателлитов в корончатом колесе.

1.  Передаточное отношение редуктора:

i  , где

z  -  число зубьев корончатого колеса

z  -  число зубьев солнечного колеса.

2.  Число зубьев сателлита:

z

3.  Принимаем число сателлитов n и проверяем условия собираемости:

а) условия соосности не проверяю т.к. z находил из этого условия;

б) условие вхождения зубьев в зацепление при n и равных центральных углах расположения сателлитов:

( z ) / n целое число

( 12 + 60 ) / 3 = 24;

в) условие соседства:

(х             (z

(12 + 24 )

31,2>26,5

так как условия собираемости сошлись, то окончательно принимаем  n.

4.  С учетом технологических возможностей предприятия-изготовителя выбираем для всех колес сталь 40 ХН улучшенную, твердостью 295 НВ.

Предел контактной выносливости:

 Мпа.

Допускаемые контактные напряжения:

  Мпа.

5.  Межосевое расстояние передачи:

мм. , где

u = z  / z  =24 / 12 = 2  -  передаточное число равное отношению числа зубьев большего колеса, рассчитываемой пары к меньшему ( u =  )

T   -  вращающийся момент, действующий на большое колесо, Н  мм.

n¢

  ( см. таблицу 9.11  ).

 - коэффициент ширины венца колеса.

6.  Модуль зацепления:

M=2aмм.

7.  Делительные диаметры колес:

d  мм.

d  мм.

d  мм.

8.  Ширина колес:

b =  мм.

9.  Проверяем прочность зубьев на изгиб по формуле:

 Мпа.

 Мпа  -  допускаемые напряжения на изгиб, где    Мпа.

  ,   9,2 < 465.

Проверка сошлась.

                            Расчет вала натяжной станции.

Вал натяжной станции работает на изгиб ( рис.   ). Сила, действующая на вал натяжной станции во время работы конвейера, зависит от статических натяжений цепей в точках 2 и 3 (см. рис.          ) и находится по формуле:

P кН. , где

P  и  P  -  силы натяжения цепей, кН.

 - коэффициент запаса прочности на изгиб.