Главная страница
Навигация по странице:

  • 2.5 Расчет и выбор по СТ СЭВ модуля передачи

  • 2.6 Определение суммарного числа зубьев и предварительного угла накл.

  • 2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса


  • 2.9 Определение геометрических размеров колес

  • 2.11 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

  • 2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

  • 2.13 Основные геометрические параметры зубчатого зацепления

  • Прикладная механика. Проектирование редуктора одноступенчатого горизонтального привода ленточного конвейера


    Скачать 1.42 Mb.
    НазваниеПроектирование редуктора одноступенчатого горизонтального привода ленточного конвейера
    Дата17.06.2020
    Размер1.42 Mb.
    Формат файлаdocx
    Имя файлаПрикладная механика.docx
    ТипСамостоятельная работа
    #130782
    страница2 из 4
    1   2   3   4

    2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса

    / ,[1, c.21] (27)

    где - делительный диаметр,

    / =398,644

    Ширина колеса определяется по формуле [1, c.16]



    мм

    Принимаем по [1, c.48, таблица 19.1] 96мм не стандартное значение

    2.5 Расчет и выбор по СТ СЭВ модуля передачи

    [1,с.22] (30)

    где - коэффициент модуля, для косозубых колес – 5,8.



    Принимаем по рекомендации [1, с.22] модуль передачи мм.

    2.6 Определение суммарного числа зубьев и предварительного угла накл.

    βmin = arcsin(4m/b2)=arsin(4 /96)=4,18 <8 принимаем βmin=8 предварительно принимают 100




    Принимаем


    передачи косозубые с таким углом наклона не делают, интервал от 80 до 180

    2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

    Число зубьев шестерни рассчитываем по [1, с.22]




    Принимаем =46.

    Число зубьев колеса по [1, с.23]

    - (33)



    2.8 Определение фактического передаточного числа

    Фактическое передаточное число определяется по [1, с.23]:
    (34)


    Отклонение от передаточного отношения определяется по [1, с.23]:




    2.9 Определение геометрических размеров колес



    делительный диаметр, диаметр вершин, диаметр впадин, ширина зубчатого колеса

    Рисунок 1 – Основные размеры зубчатого колеса
    Делительный диаметр шестерни по [1, c.23]:

    , (36)

    = 81,181 ,

    Делительный диамет колеса по [ 1, c. 23]:



    = 398,819 ,

    Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колеса и шестерни по [1, c. 23]:



    ,













    2.10 Определение усилий в зацеплении

    Окружная сила по [1, c. 24]:



    = 6995,65Н.

    Радиальная сила по [1, c. 24]:

    (43)

    В соответствии с рекомендацией[1, c. 24] для стандартного угла: ,


    Н.

    Осевая сила:

    = ,



    2.11 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

    Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса по[1, . 15]:



    где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

    – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

    - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,

    - коэффициент, учитывающий окружную скорость колес,

    - коэффициент, учитывающий форму зуба.
    Определяем окружную скорость колеса по [1, c. 25]:





    = 66,3 об/мин (см. п.р. 1.9),

    V = 3,14 398,819 66,3/ 60000 = 1,4м/с
    Ft = 6995,65 Н (см. п.р. 1.10),
    b2 =96 (см. п.р. 2.4),
    m = 2 (см. п.р. 2.5).

    По рекомендации [1, с . 25] для косозубых передач:



    По рекомендации [1, с . 25] :

    , (46)

    = /

    Значение коэффициента принимают по рекомендации [1, с . 26] при HB≤350 для косозубых передач:



    По рекомендации [1, с . 26]:





    .

    По найденому значению согласно рекомендации [1,с.26, таблица 2.5]принимаем коэфиициент = 3,61.



    Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни раситываем по формуле [1, с . 26]:

    , (50)



    По найденому значению согласно рекомендации [1,с.26, таблица 2.5] принимаем коэффициент фрмы зуба = 3,65, тогда:



    Прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба обеспечена, т.к.



    2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

    Расчетное контактное напряжение определеяем по формуле [1,c. 27]:


    где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки мужду зубьями,

    - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки вдоль линий

    Зацепления, - коэффициент динамической нагрузки
    d2 = 398,819 мм (см. п.р. 2.9),
    b2 = 96 мм,
    = 4,9 (см. п.р.2.8),
    ,

    Полученное расчетное контактное напряжение должно находиться в интервале (0,95 ... 1,1).

    По рекомендации для косозубых колес:







    Полученное значение напряжения входит в рекомендуемый интервал, следовательно, контактная прочность колеса обеспечена.

    2.13 Основные геометрические параметры зубчатого зацепления

    Наименование параметров

    Обозначе-ниеи размер-

    ность

    Формулы и результатрасчета

    Шестерни

    Колеса

    Межосевое расстояние

    мм

    мм

    Модуль нормальный

    , мм

    мм

    Угол наклона зуба

    ,



    Модуль окружной

    мм

    мм

    Шагзубьев нормальный

    мм

    мм

    Шаг зубьев окружной

    мм

    мм

    Число зубьев







    Делительные диаметры

    мм





    Высота головки зуба

    мм

    мм

    Высота ножки зуба

    мм

    мм

    Высота зуба

    мм

    мм

    Диаметры вершин

    мм

    мм



    Диаметры впадин

    мм

    мм

    мм

    Передаточное число



    ,9

    Ширина колес

    мм

    мм

    мм

    1   2   3   4


    написать администратору сайта