Проектирование привода цепного конвейера
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
sp;
Таблица 1 - Основные параметры цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени
№ п/пНаименованиеОбоз-ниеЗначениеРазмерность1Вращающий момент на промежуточном валуТ2155,412Вращающий момент на тихоходном валуТ3596,773Частота вращения промежуточного валаn2324,44мин-14Частота вращения тихоходного валаn381мин-15Угловая скорость вращения промежуточного вала33,97с-16Угловая скорость вращения тихоходного вала8,5с-17Допускаемое контактное напряжение531МПа8Допускаемые напряжения изгибашестерни310МПаколеса270МПа9Межосевое расстояниеаw2180мм10Делительное межосевое расстояниеа2180,004мм11Модульm23,0мм12Числа зубьевшестерниZ323-колесаZ492-13Угол наклона линии зубаГрад.14Угол профиля исходного контура?2Град.15Фактическое передаточное числоиФ4-16Делительные диаметрышестерниd372,0025ммколесаd4288,007мм17Диаметры окружностей вершиншестерниdа378,0025ммколесаdа4294,007мм18Диаметры окружностей впадиншестерниdf364,5025ммколесаdf4280,507мм19Диаметры начальных окружностейшестерниdW372,0025ммколесаdW4288,007мм20Высота зубьевшестерни6,75ммколеса6,75мм21Ширинашестерни63ммколеса60мм22Расчетное контактное напряжение525МПа23Расчетные напряжения изгибашестерни90МПаколеса83МПа24Окружная скорость зацепленияV1,22м/с25Окружная сила4317Н26Радиальная сила1710Н27Осевая сила1266Н
Определяем истинный угол наклона линии зуба на делительной окружности колеса ?:
Определение фактического передаточного числа и погрешности передачи:
Определение делительных диаметров колес:
Определение диаметров окружностей вершин:
а - делительное межосевое расстояние: , и отличаются на 0,0015 мм, поэтому смещение вводить не будем.
Определение диаметров окружностей впадин:
Определение диаметров начальных окружностей колес:
Определение высоты зубьев колес:
Определение ширины колеса:
Согласно ГОСТ 6636-69 (таблица П.4, [1]), принята ширина колеса , ширина шестерни:
bW1 = bW2 + (3..5) = 60 мм.
Степень точности нашей передачи: 9.
Так как эта передача шевронная, то осевая нагрузка будет компенсироваться, но при этом нужно учесть то, что подшипники необходимо использовать роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами.
3.2 Проверка передачи по критерию контактной выносливости
Определение расчетного контактного напряжения:
,
где ZM = 275 (Н1/2/мм);
;
,
;
;
,
где КНa =1,6;
;
согласно ГОСТ 21354-75 принят КНb =1,2;
КНV - в зависимости от значения окружной скорости зацепления V = 3,89 и степени точности s = 9, принят КНV = 1,05 (таблица 4.6, [1]);
.
Контактная выносливость передачи не обеспечена.
Увеличим ширину зубчатого колеса и шестерни
.
Контактная выносливость передачи обеспечена.
3.3 Проверка зубьев колес на изгибную прочность
Определение расчетных напряжений изгиба:
КFa=1;
КFb = 1,16;
.
По эквивалентному числу зубьев шестерни Z1 = 26 принят YF1 = 3,9 и по эквивалентному числу зубьев колеса Z2 = 117 принят YF2 = 3,6;
Ye = 1;
Условия изгибной прочности зубьев обеспечены.
Таблица 2 - Основные параметры шевронной передачи быстроходной ступени
№ п/пНаименованиеОбозначениеЗначениеРазмерность1Вращающий момент на промежуточном валуТ171,952Вращающий момент на тихоходном валуТ2310,823Частота вращения входного валаn11460мин-14Частота вращения промежуточного валаn2324,44мин-15Угловая скорость вращения входного вала152,89с-16Угловая скорость вращения промежуточного вала33,97с-17Допускаемое контактное напряжение531МПа8Допускаемые напряжения изгибашестерни310МПаколеса270МПа9Межосевое расстояниеаw140мм10Делительное межосевое расстояниеа140,0015мм11Модульm2,5мм12Числа зубьевшестерниZ118-колесаZ281-13Угол наклона линии зубаГрад.14Угол профиля исходного контура?Град.15Фактическое передаточное числоиФ4,5-16Делительные диаметрышестерниd150,9107ммколесаd2229,0923мм17Диаметры окружностей вершиншестерниdа155,9107ммколесаdа2234,0923мм18Диаметры окружностей впадиншестерниdf144,6607ммколесаdf2222,8423мм19Диаметры начальных окружностейшестерниdW150,9107ммколесаdW2229,0923мм20Высота зубьевшестерни5,625ммколеса5,625мм21Ширинашестерни63ммколеса60мм22Расчетное контактное напряжение525МПа23Расчетные напряжения изгибашестерни78МПаколеса72МПа24Окружная скорость зацепленияV3,89м/с25Окружная сила2827Н26Радиальная сила1164Н27Осевая сила1473Н
4. Расчёт валов редуктора
.1 Предварительный расчёт валов
Предварительный расчет валов ведем по условию допускаемого напряжения на кручение:. . Принимаем
Предварительные диаметры валов:
;
;
,
и согласно ГОСТ 6636-69 принимаем , . Диаметр быстроходного вала принимаем равным , где - диаметр конца вала двигателя, . Тогда .
Для тихоходного вала:
= d1+ = 32 мм - диаметр вала под крышкой подшипника,
= + 3 = 35 мм - диаметр вала под подшипником,
= + 5 = 40 мм - диаметр переходного участка вала.
Шестерню для этого вала, так как её размеры не особо на много отличаются от размеров вала, сделаем по схеме вал-шестерня.
Для промежуточного вала:
= - диаметр вала под подшипником,
= + 5 = 40 мм - диаметр вала под шестернями.
- диаметр вала под колесом.
- диаметр упорного участка.
Для выходного вала:
= d3+ = 57 мм - диаметр вала под крышкой подшипника,
= +