3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где Ка – коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

 

ψba = 0,45; и = ид34 = 4;

 

КНβ – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψbd= 0,5 ψba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНβ = 1,046; [σН] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;

Zш– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;

Zш – число зубьев колеса, Zк= Zши = 20·4 = 80.

Согласно [6], табл.1.3, принимаем mп = 5 мм.

- ширина: bк = ψdа аw = 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем bк = 120 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость.

где ZН – коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН = 1,75, [6];

ZМ = 275 · 103 Па1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

ZЕ - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - ZЕ = 0,8, [6];

КН = КНа КН β КНV– коэффициент нагрузки : КНа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, КН а = 1,15; КН β = 1,046, см. разд.3.3.1, КНV– коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; КHV=1.02; КН=1,15∙1,046∙1,02=1,22.

Так как σН = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σН], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

,

где Кп=2,2, [σН]max – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

 

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где - YF- коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев ZV, для косозубой передачи: , Y=3,92; ,Y= 3,6.

YE- коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE=1,0.

Yβ - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

КF = К ККFV- коэффициент нагрузки: К– коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К=1,0, [6], табл. 1,8; К–коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи


Рис 3.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).

Межосевое расстояние

Принимаем аw = 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: dаш = dш + 2mn = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

- диаметр впадин: dƒш = dш – 2,5mn = 106,4 – 2,5 · 5= 93,9мм;

- ширина: bш = bк + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: dак = dк + 2mn = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;

- диаметр впадин: dƒк = dк – 2,5mn = 425,5 – 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ψba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К= 1,09; КFV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при КFV= 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

 

σF maх = σF Кп ≤ [σF]max΄

где Кп – коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп =2,2.

σF maх ш= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ≤ [σF]max ш = 304 МПа,

σF maх к = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ≤ [σF]max к = 272 МПа.

Условия выполняются.

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила Fаш = Fак = Ftк tgβ = 8651· tg 19,95 0 = 3139 Н

Схема сил в зацеплении

Описание: 158

Рис.3.3.


4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

 

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Описание: 184

Рис.4.1.

 

Исходные данные.

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

 параметры

№ вала

N, кВт ω, рад/с M,Нм ид34 идобщ
 3 14,9 8,56 1740 4 47,68
 4 14,3 2,14 6682

Информация о работе «Проект привода цепного конвейера»
Раздел: Промышленность, производство
Количество знаков с пробелами: 41198
Количество таблиц: 10
Количество изображений: 21

Похожие работы

Скачать
29501
5
1

... (C/P) 3 ;αh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов. эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.   6.4 Выбор муфт   Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], ...

Скачать
16774
0
9

... проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, те

Скачать
11229
0
1

... – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи; η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения, η4 = 0,8 – КПД цепной передачи Потребная мощность электродвигателя Частота вращения вала двигателя nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ Где:  – частота вращения вала конвейера; uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора; uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных ...

Скачать
53034
1
0

... 12,4-14,5 мм. Назначаем dк = 25 мм. dбк ≥ 25+3 ּ 1 = 28 мм. Назначаем dбк = 28 мм. dп = 25-3 ּ 1,5 = 21,5 мм. Назначаем dп = 20 мм. dбп ≥ 20+3 ּ 1,5 = 24,5 мм. Назначаем dбп = 25 мм. 3.2.3 Проверочный расчет валов Плоскость YOZ (вертикальная). Для определения реакции Rb воспользуемся уравнением (3.4) - Fr1 ּ 28+Fa2 ּ 45+Fr2 ּ 39+Fa1 &# ...

0 комментариев


Наверх