Проект привода ленточного конвейера
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
?на зубьев по формуле[1, с. 62]
,
4.6 Определяем число зубьев шестерни z1 по формуле[1, с. 63]
шт
Значение z1 округляем до ближайшего целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев выполняем рекомендацию? 18
.7 Определяем число зубьев колеса Z2 по формуле [1, с. 63]
Z2 = Z? - Z1=83-17=66 шт
.8 Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного ?u по формулам[1, с. 63]:
Проверяем норму отклонения от заданного и ?u?4%
При невыполнении нормы отклонения передаточного числа пересчитать число зубьев шестерни и колеса.
.9 Определяем фактическое межосевое расстояние, мм, (для косозубой передач), по формуле [1, с. 63]:
мм
.10 Определяем основные геометрические параметры передачи, мм, [1, с.63, п. 10], точность вычислений ведем до 0,01мм, значение ширины зубчатых венцов округляем по ГОСТ 6636-69 (1, табл. 13.15, с. 326):
Делительный диаметр шестерни d1=мм
Диаметр вершин зубьев шестерни da1=d1+2m=44+2 2,5=45=52мм
Диаметр впадин зубьев шестерни df1=d1-2,4m=44-2,4 2,5=38=39мм
Ширина венца шестерни b1=b2+(2…4)=30+3=33мм
Делительный диаметр колеса d2=
Диаметр вершин зубьев колеса da2=d2+2m=175+5=180=185 мм
Диаметр впадин зубьев колеса df2=d2-2,4m=175-2,4 2,5=169=165мм
Ширина венца колеса b2=?аа?=0,28 108=30 мм
Проверочный расчет
.11 Проверяем межосевое расстояние по формуле[1, с. 63]
мм
.12 Проверяем пригодность заготовок колес по условию пригодности[1, с. 64]
Dзаг< Dпред ; Sзаг<Sпред
Предельные значения заготовок определяем по таблице[1, с. 53, табл. 3.2]
Dпред =125мм , Sзаг = 80мм
Диаметр заготовки шестерни определяем по формуле [1, с. 64]
Dзаг=da1+6мм =52+6=58 мм
da1 - диаметр вершин зубьев шестерни
Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи определяем по формуле [1, с. 64]
Sзаг=b2+4мм=30+4=34мм b2 b2- ширина венца колеса, мм.
Неравенства выполняется, следовательно, заготовки пригодны.
.13 Проверяем контактные напряжения ?Н Н/мм2 по формуле [1, с. 64]
Н/мм2
где
К - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;
иф - фактическое передаточное число;- окружная сила в зацеплении, Н, определяем по формуле[1, с. 64]
Нм2
Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм, по таблице 1 расчетно-конструкторского раздела,- делительный диаметр колеса, мм;- ширина венца колеса, мм;
KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по графику [1, рис. 4.2, с. 66] в зависимости от окружной скорости колес ? и степени точности передачи.
Окружную скорость определяем по формуле [1, с. 64]
м/с
где
?2 - угловая скорость тихоходного вала редуктора, рад/с.
Степень точности передачи, устанавливаем по таблице [1, табл. 4.2, с. 64]
KH? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, KH? =1, для прирабатывающихся колес.
KH? - коэффициент динамической нагрузки, определяем по таблице [1, табл. 4.3, с. 64]
[?Н]=637,16 Н/мм2, допускаемое контактное напряжение
Неравенство ?Н ? [?Н]=637,16.
.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни ?F1 и колеса ?F2, н/мм2 по формулам неравенства [1, с. 65] :
Н/мм2
Н/мм2
где
YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяем по таблице [1, табл. 4.4, с. 67]от эквивалентного числа зубьев шестерни Z?1 и колеса Z?2 . Эквивалентное число зубьев определяем по формулам[1, с. 66]:
для шестерни и колеса ,
гдеи Z2 - число зубьев шестерни и колеса соответственно;
? - угол наклона зубьев;
Y? = 1- () - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.- окружная сила в зацеплении, Н;- ширина венца колеса, мм, из расчета;
т - модуль зацепления, мм, из расчета;
KF? - коэффициент распределение нагрузки, зависит от степени точности передачи, выбираем по таблице [1, стр. 66];
KF? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,(KF?=1 для прирабатывающихся коле)с;
KF? - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, выбираем по таблице[1, табл. 4.3стр. 64];
[?]F1 и [?]F2 - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм2 по таблице 1.
Неравенства ?F1 ? [?]F1 и ?F2 ? [?]F2 , выполняются, изгибная прочность обеспечена.
.15 По итогам расчета заполняем таблицу 4
Таблица 4 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Проектный расчетПараметрЗначениеПараметрЗначениеМежосевое расстояние а?109,5Угол наклона зубьев ?17Модуль зацепления т2,5Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2 44 175Ширина зубчатого венца: Шестерни b1 колеса b2 33 30Число зубьев: шестерни Z1 колеса Z2 17 66Диаметр окружности вершин шестерни dа1 колеса dа2 52 185Вид зубьевкосозубыйДиаметр окружности впадин шестерни df1 колеса df2 39 165
Рисунок 4.1 - Эскиз шестерни и колеса в зацеплении
Расчет клиноременной передачи
Проектный расчет
.1 Выбираем сечение ремня, в зависимости от передаваемой мощности и частоты вращения по номограммам [1, рис 5.2 и 5.3 с 86]
Ремень: тип А нормального сечения
.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкиваmin ,мм, по таблице [1, таблица 5.4 с 87]min=90 мм
.3 Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива, диаметр ведущего шкива выбираем на 1…2 порядка выше, чем d1min по таблице [1, табл К40 с 448]
d min=112 мм
..4 Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм, по формуле [1, с 87]
где и - передаточное число открытой передачи;- расчетный диаметр ведущего шкива, мм;
? - коэффициент скольжения, ?=0,01….0,02.
Полученное значение d2 округляем до стандартного по таблице [1, табл. К40 с 448]=315 мм
.