Файл: Задание Спроектировать привод ленточного транспортера.doc

Скачать файл (0,34Мб)

Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 09.01.2024

Просмотров: 41

Скачиваний: 2

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Проверка:

Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a₁=d₁+2m_n =37,3 + 2*1,5 = 40,3 мм

Для колеса: d_a₂=d₂+2m_n = 186,7 + 2*1,5 = 189,7 мм

Ширина зуба.

Для колеса: b₂= ψ_ba * a_w = 0,4 * 112 = 45 мм

Для шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 44,8 + 5 = 50 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b₁ – ширина зуба для шестерни, мм;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

Окружная скорость колес.

м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ψ_bd= 1,34, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К_Нβ = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ν = 2,8 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Н_α=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент К_Н_υ = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

, МПа

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

Т₂ – крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Н – коэффициент нагрузки;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

b₂ – ширина колеса, мм;

Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

Окружная

, Н

где: Т₁ – крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d₁ –делительный диаметр шестерни, мм;

Радиальная

, Н

где: α – угол зацепления, °;

β – угол наклона зуба, °;

Осевая

F_a = F_t * tg β, Н

F_a = F_t * tg β = 1340,5 * 0.275 = 368 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

где: F_t – окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ * K_Fν( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ_bd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fβ = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 2,8 м/с коэффициент К_Fυ = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

У шестерни
У колеса

Коэффициент Y_F₁ = 3,85 и Y_F₂ = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα.

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε_α = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба

= 1,8 НВ.

Для шестерни

= 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса

= 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение

меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

2.3.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К_а = 43;

u₃ – передаточное отношение на выходе;

Т₃ – крутящий момент на выходе;

К_Нβ=1.25

ψ_ba= 0,25

0,40.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w = 140 мм (см. с.36 [1]).

Нормальный модуль.

m_n = (0,01

0,02)*а_w = (0,01

0,02)*140 = 1.4

2.8 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 1.75 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] )

Число зубьев колеса

Z₄ = z₃ * u₂ = 39*3=117
2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.

β = 12,83°=12^o50^/

2.3.6 Диаметры делительные.
Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

2.3.7 Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a₁=d₁+2m_n =70 + 2*1.75 = 73.5 мм

Для колеса: d_a₂=d₂+2m_n = 210 + 2*1.75 = 213.5 мм
2.3.8 Ширина зуба.
Для колеса: b₄= ψ_ba a_w = 0,4 * 140 = 60 мм

Для шестерни: b₃ = b₄ + 5 = 56 + 5 = 65 мм

2.3.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

2.3.10 Окружная скорость колес.

, м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.
2.3.11 Коэффициент нагрузки.

По таблице 3.5 [1] при ψ_bd= 0,93, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К_Нβ = 1,1.

По таблице 3.4 [1] при ν = 1,05 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Н_α=1,06.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,05 м/с коэффициент К_Н_υ = 1.

= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
2.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

Условие прочности выполнено
2.3.13 Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

Окружная

Радиальная

Осевая

F_a = F_t * tg β=3286*0.228=749 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ * K_Fν( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ_bd = 0,93, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fβ = 1.2.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,05 м/с коэффициент К_Fυ = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

У шестерни
У колеса

Коэффициент Y_F₁ = 3,62 и Y_F₂ = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα.

,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε_α = 1,5; тепень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]: