Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням
Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес быстроходной передачи
Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 2-й ступени редуктора
Коэффициент ZМ, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов
Проектный и проверочный расчет цилиндрических зубчатых передач 1-й ступени редуктора
− окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н
Проектный расчет валов, выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
Расчетная схема валов редуктора (определение реакции и построение эпюр)
Проверочный расчет подшипников
Проверочный расчет шпоночных соединений
Навигация
Коэффициент ZМ, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов
Привод цепного транспортера
43160
знаков
4
таблицы
17
изображений
3.13 Коэффициент ZМ, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов
Для стальных зубчатых колес 
(для стали).
Коэффициент ZН, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полосе зацепления, определяем в зависимости от коэффициента смещения X исходного контура и угла наклона b линии зубьев на делительном цилиндре.
ZН2 = 2,4.
Коэффициент Ze, учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значений коэффициентов торцевого 
и осевого 
перекрытия.
Ze2 = 0,77.
Действительные контактные напряжения на активных поверхностях зубьев при фактических параметрах передачи:
;
где 
− окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н.
;
.
Отклонение действительного контактного напряжения:
.
.
Недогрузка составляет 17,1%.
Проверка контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки:
где 
− коэффициент пиковой нагрузки, оговорен в исходных данных технического задания на проект;
[
] − максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках.
Фактическое значение коэффициента нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе:
,
где KFV − коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку.
KFV2 = 1 + 0,045·V2;
KFV2 = 1+0,045·0,578=1,02601.
KFb − коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при расчете на прочность зубьев при изгибе. Значения KFb определим в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины ybd колеса.
KFb2 = 1,15.
KFa2 − коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете их на изгибную прочность. Величину KFa принимаем с учетом назначенной степени точности передачи.
KFa2 = 1
KF2 = 1,026·1,15·1 = 1,179.
Проверяем усталостную прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба 
и 
в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями.
,
,
где 
и 
− коэффициенты, учитывающие для шестерни и колеса форму их зубьев и концентрацию напряжений. Численные значения и находят с учетом величины коэффициента смещения X исходного контура и эквивалентных чисел зубьев шестерни 
и колеса 
.
,
.
,
.
.
− коэффициент, учитывающий наклон зубьев, вычисляется по зависимости:
,
где − коэффициент осевого перекрытия;
b − угол наклона линии зубьев в градусах.
Принимаем 
− коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.
,
где − коэффициент торцевого перекрытия.
= 245 МПа; 
= 222 МПа.
Проверка изгибной прочности зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:
;
.
;
.
Основные геометрические размеры зубчатой передачи.
Делительные диаметры:
;
.
;
.
Проверка:
.
Диаметры вершин зубьев:
;
мм.
;
мм.
Диаметры впадин зубьев:
;
мм.
;
мм.
Усилия, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи (составляющие силы нормального давления):
Окружное усилие: 
Н.
Радиальное усилие: 
Н.
Осевое усилие: 
Н.
Похожие работы
... Uоб =40,3 2. Кинематический расчет привода 2.1 Общее передаточное число привода 2.2 Частоты вращения Что соответствует задачи 3. Силовой расчет 3.1 Находим рассчитанную мощность привода, как можно наибольшую размерную величину а) б) 3.2 Определяем мощность на валах 3.3 Определяем моменты на валах 3.4 Данные сводим в таблицу № вала ni мин-1 ...
расчете учитываем к.п.д. привода, частоту вращения, мощность двигателя, крутящий момент на тихоходном валу. В зависимости крутящего момента и диаметра вала из справочника выбираем подходящую муфту. Для дальнейшей разработки и изготовления редуктора необходимо наглядное представление о нем. Для этого чертятся чертежи, по которым можно точно определить месторасположения каждой детали. По ...
... М1 и М2; =0,99 - коэффициент полезного действия подшипников. Частота вращения на валах определяется по формулам: Где - частоты вращения на I, II, III валах привода, об/мин =1430 об/мин - частоты вращения вала электродвигателя; - передаточное отношение редуктора. Момент на валах определяется по формулам: где - моменты на I, II, III валах , Нм Номер вала P, кВт n, об/мин Т, ...
... зубчатой с шарниром скольжения (16) где ν - число рядов роликовой или втулочной цепи; φt=B/t - коэффициент ширины цепи; для зубчатых цепей φt=2…8. 7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА 1. Учитывая небольшую передаваемую мощность N1 при средней угловой скорости малой звездочки, принимаем для передачи однорядную роликовую цепь. 2. ...
0 комментариев