Прикладная механика. Проектирование редуктора одноступенчатого горизонтального привода ленточного конвейера
 Скачать 1.42 Mb.
|
|
2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса  / ,[1, c.21] (27)где  - делительный диаметр,   / =398,644 Ширина колеса определяется по формуле [1, c.16]   ммПринимаем 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 1802.7 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 колесаРисунок 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 нагрузкиd2 = 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
| ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
мм
мм
, мм
,
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
мм
,9
мм
мм
мм