Проектирование привода ленточного конвейера (скорость движения конвейера - 0,25 м/с, число зубьев звездочки - 12)

Страницы работы

40 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Расчетная нормальная сила Fn = Ft/(cos atw*cos bb) = 4064 H;

Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.

Удельная расчетная окружная сила wt = Ft/6w = 3820/78 = 49 H/м;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH = 2,5;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: ze = 0,87 для eb = 0;

Расчетные контактные напряжения: sH = 326 мПа;

0,7*sHp <= sH <= sHp; 0,7*346 <= sH <= 346;

242 <= 326 <= 346;

Эквивалентное число зубъев шестерни: zv1 = z1/cos3b = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: zv2 = z2/cos3b = 76;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

YFS1 = 3,47*13,2/zv1–27,9*x1/zv1+0,092x12 = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:

YFS2 = 3,47*13,2/zv2–27,9*x2/zv2+0,092x22 = 3,8;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Yb = 1-eb*b0/120 = 1-00*00/1200 = 1;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Ye = 1;

Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни sF1 = 36 мПа;

0,25*sFp1 <= sF1 <= sFp1;

0,25*sFp1 <= 36 < = sFp1;

0,25*118 < = 36 < = 118;

29,5 <= 36 < = 118;

Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса sF2 = 37 мПа;

0,25*sFp1 <= sF1 <= sFp1;

0,25*sFp1 <= 37 < = sFp1;

0,25*136 < = 37 < = 136;

34 <= 37 < = 136;

Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все данные условия.

4.1. Расчет быстроходной цилиндрической передачи.

Исходные данные для расчета быстроходной передачи:

N = 2,60 кВт;

h1 = 665 мин-1;

h20 = 162 мин-1;

h2D = 8,1 мин-1;

t = 19008 ч.

Расчитываю момент на шестерне по формуле: T1 = 9550*N*k/h1 = 9550*2,60*1,3/665 = 48 Н*м;

где     k – коэффициент нагрузки передачи;

Вычисляем предполагаемое передаточное число по выражению

U0 = h1/h20 = 665/162 = 4,1;

Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра ybd0, ybd0 = 0,8;

Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние aw0 = 154,9 мм;

Выбираем желаемое межосевое расстояние из условия:

0,01* awg < D aw < 0,1* awg

0,01*155  < 5   <  0,1*155

1,55  < 5  <  15,5

Следовательно условие выполняется и D aw равняется 5мм.

Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:;

Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:

bw0 = ybd0*dw10 = 0,8 * 61 = 49 мм;

Рабочую ширину выбираем из условия: bw  bw0; 56  49 мм.

Выбираем число зубъев шестерни из условия z1>16, z1=20;

Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z2 z1*U0  82

Угол наклона линии зуба b = 0.

Расчитаем преполагаемый модуль m0, m0 = 3,04 мм.

Выбираем значение модуля из выражения m  m0 , 3  3,04 мм.

Модуль равняется m=5 мм. (по СТСЭВ 310-76)

Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса x1=0,3; x2=-0,3.

Далее расчитываем геометрические параметры передачи:

1.  Передаточное число U; U = z2/z1 = 82/20 = 4,1;

2.  Сумма чисел зубъев zå; zå = z1 + z2 = 20+82 = 102;

3.  Частота вращения колеса h2=h1/U = 665/4,1 = 126 мин-1;

4.  Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h2R=|h2 – h20| = |162 – 162| = 0;

5.  Торцовый угол профиля at = arctg(tg a/cos b) = 200;

6.  Сумма коэффициентов смещений xå= x1+x2 = 0,3+(-0,3) = 0;

Угол зацепления atw = at = 200; при xå = 0;

7.  Межосевое расстояние aw = 153 мм;

8.  Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого DaR = |aw - awg| = |153-155| = 2 мм;

9.  Делительный диаметр шестерни d1= m*z1/cos b = 3*20/cos 00 = 60мм;

10. Делительный диаметр колеса d2 = m*z2/cos b = 3*82/cos 00 = 246 мм;

11. Начальный диаметр шестерни dw1 = 2*aw*z1/zå = 2*153*20/102 = 60 мм;

12. Начальный диаметр колеса dw2 = 2*aw*z2/zå = 2*153*82/102 = 246 мм;

13. Основной диаметр шестерни db1 = d1*cos at = 60*cos 200 = 56 мм;

14. Основной диаметр колеса db2 = d2*cos at = 246*cos 200 = 231 мм;

15. Диаметр вершин зубъев шестерни da1 = d1+2*m*(ha*+x1) = 60+2*3*(1+0,3) = 68 мм;

16. Диаметр вершин зубъев колеса da2 = d2+2*m*(ha*+x2) = 246+2*3*(1+0,3) = 250 мм;

17. Диаметр впадин зубъев шестерни df1 = d1-2*m*(hf*-x1) = 60-2*3*(1,25-0,3) = 54 мм;

18. Диаметр впадин зубъев колеса df2 = d2-2*m*(hf*-x2) = 246-2*3*(1,25-(-0,3)) = 237 мм;

19.Коэффициент наименьшего смещения шестерни xmin = -0,2;

xmin < x1

-0,2 < 0,3;

20.Основной угол наклона bt = 00;

21.Основной окружной шаг Pbt = 9мм;

22.Осевой шаг Px = 0мм;

23.Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин:

aa1 = arccos (db1/da1) = 340;

aa2 = arccos (db2/da2) = 220;

24.Коэффициент торцового перекрытия ea = (z1*tgaa1+z2*tgaa2 – zå*tg2tw) / (2*p) = 1,5;

25.Коэффициент осевого перекрытия eb = 6w/Px = 56/0 = 0;

26.Коэффициент перекрытия ev = ea + eb = 1,5 + 0 = 1,5;

27.Средняя суммарная длина контактных линий lm  84 мм.

28.Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
278 Kb
Скачали:
0