- •«Проектирование ленточного конвейера»
- •Введение
- •Требуемая мощность электродвигателя
- •Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •Выбор материалов зубчатых колес
- •Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •Проектировочный расчет передачи
- •Проверочный расчет передачи
- •Расчет цепной передачи
- •Выбор серийно-изготавливаемого редуктора.
- •Силы в зацеплении
- •Расчет элементов корпуса редуктора
- •Расчет валов
- •Выбор подшипников
- •Расчет тихоходного вала на прочность
- •Расчет подшипников качения на долговечность:
- •Порядок сборки редуктора
- •Вопросы смазки и техники безопасности
- •Библиографический список
Проектировочный расчет передачи
Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:
=(u + 1),
где - коэффициент вида передачи,= 450
KН - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.
Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4
Расчетное межосевое расстояние = 160 мм
Модуль выберем из диапазона (для прямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)
m=(0.1…0.2)160= 1,6…3,2
m =2,5
Суммарное число зубьев
Z=,
где =для прямозубых передач
Z= = 128
Число зубьев шестерни
Z1== 128/6,6=19.39, округляем =>Z1=19
Число зубьев колеса
Z2= Z – Z1= 109
Фактическое передаточное число
uф = = 5,737
Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.
u = 100 = 2.44 %
Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x1= 0 x2= 0
Ширинa венца колеса
bw2== 0,4*160=64мм
Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда: bw2=63мм.
Ширину венца шестерни bw1 примем на 5 мм больше чем bw2:
bw1= 71 мм
Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для прямозубых колес m = mn.
Диаметры делительных окружностей для косозубых колес :
d1 = 47,5мм d2 = 272,5мм
Диаметры вершин зуба: da1 = d1 +2(x1+1-∆y)*m=47,5 + 2(1+0-0)*2,5 = 52,5мм
da2= d2 +2(x2+1-∆y)*m=272,5+2(1+0-0)*2,5 = 277,5мм
Диаметры окружностей впадин dfj = dj – 2m(1.25 – xj):
df1 = 41,25мм df2 = 266,25мм
Вычислим окружную скорость в зацеплении
V == 3,13м/с
Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости в зацеплении: nст= 8
Проверочный расчет передачи
Условие контактной прочности передачи имеет вид .
Контактные напряжения равны
=,
где Z- коэффициент вида передачи, Z= 9600
KН - коэффициент контактной нагрузки,
KН =KA KHα KHβ KНV.
Коэффициент KA учитывает внешнюю динамическую нагрузку и зависит от степени равномерности нагружения двигателя и приводного вала машины. KA=1.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
KHα =1+ A (Hα – 1) Kw,
где А = 0.06 для прямозубых передач;
Kw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
Kw = 0.002НВ2 + 0.036(V – 9) = 0.28
Hα = 1+0,06*( nст – 5) =1.24
Hα = 1+Hα -1)*0,28 =1,0672
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
KHβ =1+ (K– 1) Kw,
где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.
= 0.5(u + 1)= 0,5*0,4*(5,6+1) = 1,32
K= 1,07 KHβ = 1+(1,07-1)*0,28 = 1,196
Динамический коэффициент
KНV = 1,12
Окончательно получим
KH = 1*1,12*1,196*1,0672 = 1,429
Расчетные контактные напряжения
= = 465,73 МПа
Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле
=100== 0,13 % - недогрузка
Условия изгибной прочности передачи имеют вид FjFPj.
Напряжение изгиба в зубьях шестерни
,
где YFj коэффициенты формы зуба;
KF - коэффициент нагрузки при изгибе;
Y коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y= 1
Напряжение изгиба в зубьях колеса.
Коэффициенты формы зуба
YFS1=3.47 +
где ZVj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач ZVj = Zj,
Коэффициент нагрузки при изгибе
KF = KFα KFβ KFV.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
KFα = 1,24
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
KFβ = 1.0574
Динамический коэффициент при НВ2 < 350
KFV =1.3
KF = 1,62
Напряжения изгиба
F1 =
F2 =