> 78;

133 > 78;

Число зубъев шестерни и колеса охватываемых нормалемером:

Длина общей нормалишестерни и колеса:

Далее рассчитываем силы в зацеплении зубчатых колес.

Рассчитаем вращающий момент

T₁ = 9550*1,3*N/n₁ = 9550*1,3*2,5/162 = 191 H*м;

Расчетный вращающий момент на колесе

T₂ = T₁*U* = 191-3,8*0,97 = 704 Н*м;

Расчетная окружная сила

F_t = 2000*T₁/d₁ = 2000*191/100 = 3820 H;

Расчетная радиальная сила

F_r = F_t*tg _t = 3820*tg20⁰ = 1375 H;

Расчетная осевая сила

F_x = F_t*tg 3820*tg 0⁰ = 0 H;

Расчетная нормальная сила

F_n = F_t/(cos _t*cos _b) = 4064 H;

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

Удельная расчетная окружная сила

_t = F_t/6H/м;

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

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z_ = 0,87 для _ = 0;

Расчетные контактные напряжения:

_H = 326 мПа;

0,7*_Hp<= _H <= _Hp; 0,7*346 <= _H <= 346;

242 <= 326 <= 346;

Эквивалентное число зубъев шестерни: z_v1 = z₁/cos³ = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: z_v2 = z₂/cos³ = 76;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

Y_FS1 = 3,47*13,2/z_v1–27,9*x₁/z_v1+0,092x₁² = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:

Y_FS2 = 3,47*13,2/z_v2–27,9*x₂/z_v2+0,092x₂² = 3,8;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y_ = 1-_*⁰/120 = 1-0⁰*0⁰/120⁰ = 1;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Y

Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни _F1 = 36 мПа;

0,25*_Fp1 <= _F1 <= _Fp1;

0,25*_Fp1 <= 36 < = _Fp1;

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

29,5 <= 36 < = 118;

Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса _F2 = 37 мПа;

0,25*_Fp1 <= _F1 <= _Fp1;

0,25*_Fp1 <= 37 < = _Fp1;

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;

h_2D = 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 _bd⁰, _bd⁰ = 0,8;

Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние a_⁰ = 154,9 мм;

Выбираем желаемое межосевое расстояние из условия:

 0,01* a_g <  a_ < 0,1* a_g

0,01*155 < 5 < 0,1*155

1,55 < 5 < 15,5

Следовательно условие выполняется и  a_ равняется 5мм.

Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:

;

Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:

b_⁰ = _bd⁰*d_1⁰ = 0,8 * 61 = 49 мм;

Рабочую ширину выбираем из условия: b_ b_⁰; 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  = 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 z_; z_= 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 h_2R=|h₂ – h₂⁰| = |162 – 162| = 0;

5.   Торцовый угол профиля _t = arctg(tg /cos ) = 20⁰;

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

Угол зацепления _t = _t = 20⁰; при x_= 0;

7.   Межосевое расстояние _ = 153 мм;

8.   Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого a_R = |a_ - a_g| = |153-155| = 2 мм;

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

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

11.       Начальный диаметр шестерни d_1 = 2*a_*z₁/z_ = 2*153*20/102 = 60 мм;

12.       Начальный диаметр колеса d_2 = 2*a_*z₂/z_ = 2*153*82/102 = 246 мм;

13.       Основной диаметр шестерни d_b1 = d₁*cos _t = 60*cos 20⁰ = 56 мм;

14.       Основной диаметр колеса d_b2 = d₂*cos _t = 246*cos 20⁰ = 231 мм;

15.       Диаметр вершин зубъев шестерни d_a1 = d₁+2*m*(h_a^*+x₁) = 60+2*3*(1+0,3) = 68 мм;

16.       Диаметр вершин зубъев колеса d_a2 = d₂+2*m*(h_a^*+x₂) = 246+2*3*(1+0,3) = 250 мм;

17.       Диаметр впадин зубъев шестерни d_f1 = d₁-2*m*(h_f^*-x₁) = 60-2*3*(1,25-0,3) = 54 мм;

18.       Диаметр впадин зубъев колеса d_f2 = d₂-2*m*(h_f^*-x₂) = 246-2*3*(1,25-(-0,3)) = 237 мм;

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

x_min < x₁-0,2 < 0,3;

20.Основной угол наклона _t = 0⁰;

21.Основной окружной шаг P_bt = 9мм;

22.Осевой шаг P_x= 0мм;

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

_a1 = arccos (d_b1/d_a1) = 34⁰;

_a2 = arccos (d_b2/d_a2) = 22⁰;

24.Коэффициент торцового перекрытия _ = (z₁*tg_a1+z₂*tg_a2 – z_*tg2_t) / (2*) = 1,5;

25.Коэффициент осевого перекрытия _ = 6/P_x= 56/0 = 0;

26.Коэффициент перекрытия _v = _ + _ = 1,5 + 0 = 1,5;

27.Средняя суммарная длина контактных линий l_m 84 мм.

28.Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий R_ = 1;

29.Наименьшая суммарная длина контактных линий

l_min = l_m * R_ = 84мм;

l_min=> b

Похожие работы

Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера

Скачать

13254

2

16

... – через сливное отверстие, уровень масла показывается с помощью маслоуказателя. Смазка подшипников осуществляется тем же маслом что и зубчатые колеса путем разбрызгиванием масла. Заключение При выполнении данной курсовой работы рассчитан привод и спроектирован редуктор привода. При расчёте двухступенчатого редуктора мы выбрали двигатель 4А132S4У3, у которого мощность , частота вращения .

Расчет цепного конвейера

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 &# ...

Привод ленточного конвейера

Скачать

20415

12

0

... . Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением. 1. Энергетический и кинематический расчет привода Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]: Pp=FtV= 4×103×1,6=6,4 кВт, где Ft– тяговое усилие на барабане, кН; V – окружная скорость Мощность, потребляемая ...

Расчет редуктора (конический одноступенчатый прямозубый). Передачи: ременная, цепная

Скачать

26186

0

6

... и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1). Для нашего привода (рис.1): Рисунок 1 – Схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый, 4 – цепная передача. Расчетная мощность электродвигателя, кВт:  ; (1.2) На основании рекомендуемых min и max величин передаточных чисел u для ...