Модернизация ленточного дозатора муки установленнного в тестоприготовительном отделении тестоприготовительного агрегата (стр. 5 из 9)
n5 = 43 об/мин;
N4 = 0,1350785 кВт;
N5 = 0,1257 кВт;
4 = 30Н.м;
5 = 30Н.м;
ресурс работы t∑ = 2*104 часа;
режим средний равновероятный;
КНЕ = 0,25;
KFE= 0,14;
материал шестерни – сталь 45;
улучшение НВ1 = 269÷302;
δт1 = 650 МПа;
термообработка – улучшение;
материал колеса – сталь 45,
НВ2 =255 ÷262;
δт2 = 540 МПа.
1. Общее число циклов нагружения зубьев колес:
NΣ2 = 60*n5*tΣ*ηзац (6.2.1)
NΣ2 = 60*43*2*104*1=51*106
NΣ1 = NΣ2 * Uкон (6.2.2)
NΣ1 = 51*106*1,0= 51,0*106
2. Эквивалентное число циклов нагружения:
Nhe1 = КНЕ * NΣ1 (6.2.3)
Nhe1 = 0.25*51.6*106=12.9*106
Nhe2 = КНЕ * NΣ2
Nhe2 = 0,25 * 51,6*106= 12,9*106
3. расчетные значения твердости колес НВ1 и НВ2 :
шестерни: НВ1 = (269+302)/2 = 285;
колеса: НВ2 = (255+262)/2 = 258,5;
4. Делительные пределы выносливости δон:
δон = 2*НВ+70;
δон1 = 2*НВ1+70;
δон1 = 2*285+70=640 МПа;
δон2 = 2*НВ2+70;
δон2 =2*258,5+70=587 МПа;
5. Допускаемые напряжения при неограниченном ресурсе работы:
[δон ]=
; (6.2.4)[δон1 ]=
;[δон1 ]=
=582 МПа;[δон2 ]=
;[δон2 ]=
= 534 МПа;Sн – коэффициент безопасности по контактным напряжениям.
6. Базовое число циклов нагружения:
Nон = 30 НВ 2,4 ; (6.2.5)
Nон1 = 30 НВ12,4 ;
Nон1 = 30 *285=23*106 ;
Nон2 = 30 НВ22,4;
Nон2 = 30*285,52,4= 18,5*106;
7. допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
[δн] =
([δн1]+[δн2]) (6.2.6)[δн] =
(588+556)= 572 МПа;[δн1] = [δон1] *
(6.2.7)[δн1] =582*
= 588 МПа;[δн2] = [δон2] *
[δн2] = 534*
= 556 МПа;8. Внешний делительный параметр колеса (de2):
de2 = 1650*
(6.2.8)de2 = 1650 *
= 55,2424 мм.гдеКн = Кr*Kv
Кн = 1*1=1 – коэффициент нагрузки;
b/dm1 = 0,166 *
b/dm1 = 0,166*
= 0,29926 
0,3;полученное значение соответствует К
= 1 – коэффициент концентрации нагрузки до приработки колес;Кβ = К
(1-х)+х (6.2.9)Кβ = 1*(1-0,5)+05= 1
где Кβ – коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба;
х – коэффициент приработки для среднего режима.
V =
(6.2.10)V =
= 0.511 м/с;При такой скорости принимаем седьмую степень точности изготовления передачи с Кv = 1 – коэффициент динамической нагрузки.
9. Принимаем число зубьев колеса Z6 = 17;
10. Внешний окружной модуль:
me =
(6.2.11)me =
= 3 мм.;11. Тогда число зубьев шестерни:
Z5 = Z6/Uкон (6.2.12)
Z5 = 17/1=17;
12. Диаметр внешней делительной окружности шестерни:
de1 = me*Z5 (6.2.13)
de1 = 3*17= 51 мм.;
внутренней делительной окружности:
dм1 = de1 *0,857 (6.2.14)
dм1 = 51*0,857=33,67524 мм.;
13. Угол делительных конусов шестерни:
δ2 = arctgUкон (6.2.15)
δ2 = arctg1= 45˚ 03΄ 32˝ ;
Угол делительного конуса колеса:
δ1 = 90˚ - δ2 (6.2.16)
δ1 = 90˚ - 45˚ 03΄ 28˝ = 45˚ 03΄ 32˝;
14. Внешние конусные расстояния:
Re = 0,5*me*
(6.2.17)Re = 0,5*3*
= 36.06041 мм.;15. ширина зубчатых венцов:
b = b1 = b2 = Kbe*Re (6.2.18)
b = 0.285*36.06041
32 мм.;16. Силы в зацеплении конических прямозубых колес:
Ft =
(6.2.19)Ft =
= 1267.354 H;где Ft – окружная сила;
dm2 = de2 * 0.857 (6.2.20)
dm2 = 0.857*55.2424= 33.67524;
tg 20˚ = 0.364;
Fa2 = -Fr1= Ft*tg α *cos δ (6.2.21)
Fa2 = 1267.354*tg 20˚* 45˚ 03΄ 28˝ = 1025.188 H;
где Fr2 – радиальная сила;
cos 45˚ 03΄ 28˝ = 0,6947
sin 45˚ 03΄ 28˝ = 0.7083
Учебная программа кафедры пищевых машин
Расчет открытой прямозубой конической передачи
Фамилия И.О. – Иващенко М.А.
Шифр – 1817
Исходные данные
Таблица №7
| Передаваемая мощность – N = 135,0785 | Вт |
| Частота вращения шестерни - n1 = 43 | об/мин |
| Ориентировочное передаточное отношение – U0 = 1 | |
| Межосевой угол – А = 90 | град. |
| Число зубьев шестерни – Z1 = 17 | |
| Материал – сталь 45 (нормализованная или улучшенная) | |
| Твердостью – НВ = 400 |
Результаты расчета
Таблица №8
| Крутящий момент на валу шестерни - М1 = 30 | Н.м |
| Крутящий момент на валу колеса – М2 = 30 | Н.м |
| Фактическое передаточное отношение – U = 1 | |
| Число зубьев колеса – Z2 =17 | |
| Частота врашения колеса – n2 =43 | об/мин |
| Торцовый модуль зацепления – m = 3 | мм. |
| Начальные окружности колес: d1 = 51; d2=51 | мм. |
| Конусное расстояние – L = 36,0641 | мм. |
| Ширина зубчатого венца – В = 32 | мм. |
| Внешняя высота зуба – h =6,6 | мм. |
| Внешний диаметр вершин зубьев шестерни – DH1 = 55,2424 | мм. |
| Внешний диаметр вершин зубьев колеса – DH2 = 55,2424 | мм. |
| Угол начального конуса шестерни – а1= 45,00328 | град. |
| Угол начального конуса колеса – а2 = 45,00328 | град. |
| Диаметр вала шестерни - Db1= 23,2243 | мм. |
| Диаметр ступицы шестерни – Ds1= 33,67524 | мм. |
| Диаметр вала колеса – Db2 = 23.2243 | мм. |
| Диаметр ступицы колеса – Ds2 = 32,51402 | мм. |
| Допускаемое контактное напряжение – S = 800 | МПа |
| Рабочее контактное напряжение – S1 = 713,5311 | МПа |
| Окружная сила – Ft =1,267354 | кН |
| Осевая сила – F0 = 1,025188 | кН |
| Радиальная сила – Fr = 0,2294735 | кН |
| Нормальная сила – Fо = 2,141828 | кН |
5.3 Расчет цепной передачи
Исходные данные:
Uцен = 1,4;
n5 = 43 об/мин;
n6 = 31 об/мин;
Т5 = 12,6293 Н.м;
Т6 = 17,87196 Н.м;
N5 = 57 Вт;
N6 = 57 Вт;
Решение:
1. Находим число зубьев ведущей звездочки:
Z1 = 17;
число зубьев ведомой звездочки:
Z4 = Z3 * Uцен (6.3.1)
Z4 = 17*1,4=24;
2. Находим шаг цепной передачи:
t = 2,8*
(6.3.2)t = 2,8*
= 8,762 мм.Округляем до стандартного значения t = 9,525 мм. по ГОСТ 13568-75 ПР – 9,525 – 28,1
Кэксn = Кg*Ка*Кн*Кр*Ксм*Кп (6.3.3)
Кэксn = 1,2*1*1*1,25*1*1,5=2,25;
где Кэксn – коэффициент эксплуатации;
Кg – коэффициент динамической нагрузки;
Ка – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние;
Кн – коэффициент, учитывающий наклон цепи;
Кр – коэффициент, учитывающий регулировку цепи;
Ксм – коэффициент, учитывающий смазку;
Кп – коэффициент, учитывающий периодичность работы;
Z3 – число зубьев ведущей звездочки ;
[P] – допускаемое давление в шарнирах, МПа;
m – количество рядов в цепи.
Таблица №9 Параметры цепи ПР – 9,525 – 28,1 (ГОСТ 13568 – 75)
| t, мм. | Ввн, мм. | d, мм. | d1, мм. | h, мм. | b, мм. | Q, кН | g, кг/м | Aon, мм. |
| 9,525 | 5,72 | 3,28 | 6,35 | 8,5 | 17 | 9,1 | 0,45 | 28,1 |
3. Находим скорость ведущей звездочки:
V =
(6.3.4)V=
= 0.1203104 м/c;4. Находим окружную силу:
Ft =
(6.3.5)