Расчет привода скребкового транспортера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
80 мм.
3.2 Нормальный модуль зацепления
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
(3.2)
Принимаем по ГОСТ 9563 - 60 ( 1
3.3 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни (:
(3.3)
= 80 мм - принятое стандартное значение межосевого расстояния;
2 - передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);
1 - принятое значение нормального модуля зацепления (п.3.2).
= 52,5
Округляем до целого числа. Принимаем 53
Число зубьев колеса
(3.4)
Принимаем 106
3.4 Основные геометрические размеры шестерни и колеса
- делительный диаметр шестерни;
- делительный диаметр колеса;
- диаметр вершин шестерни;
- диаметр вершин колеса;
- диаметр впадин шестерни;
- диаметр впадин колеса;
- делительный угол профиля или угол профиля исходного контура;
= - межосевое расстояние.
Рисунок 3.1 - Геометрия зубчатого эвольвентного зацепления.
Делительный диаметр шестерни
(3.5)
делительный диаметр колеса
(3.6)
Проверка:
Сравниваем с выбранным по ГОСТу.
диаметр вершин шестерни
(3.7)
диаметр вершин колеса
(3.8)
диаметр впадин шестерни
(3.9)
диаметр впадин колеса
(3.10)
ширина колеса
(3.11)
0,5 - коэффициент ширины зубчатого венца (
0.5 80 = 40
ширина шестерни
+5 (3.12)
+5 = 45
4. Проверочный расчет зубчатой передачи
4.1 Проверка контактных напряжений
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
(4.1)
где - ширина шестерни (п.3.4);
- делительный диаметр шестерни (п.3.4).
Окружная скорость колес и степень точности передачи.
(4.2)
где - угловая скорость на валу шестерни (п.1.4);
м/с
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 (
Коэффициент нагрузки.
(4.3)
где = 1.08 ( - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, выбирается в зависимости от и твердости НВ350 и несимметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения гибкой передачи;
= 1.7( - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
= 1 ( коэффициент динамичности, зависящий от окружной скорости колес.
Проверка контактных напряжений прямозубой передачи по формуле(:
(4.4)
где = 80 мм - межосевое расстояние (п.3.1);
= 78.6 - вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п.1.4);
= 1.83 - коэффициент нагрузки (п.4.1);
= 2 - передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);
= 40 мм - ширина колеса (п.3.4).
= 166.5 МПа
.2 Силы действующие в зацеплении
Окружная сила:
,(4.5)
где = 40.2 Нм - вращающий момент на ведущем валу (п.1.4);
мм - делительный диаметр шестерни (п.3.4).
= 1517 Н
Радиальная сила:
,(4.6)
где - угол зацепления в нормальном сечении.
= 557. Н
Осевая сила ,
4.3 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба
Напряжение изгиба определяем по формуле (:
(4.7)
где - расчетное напряжение изгиба, МПа;
= 1517 Н - окружная сила (п.4.2);
- коэффициент нагрузки;(4.8)
где = 1.17 ( - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
= 1.5 ( - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки;
1.171.5 = 1.75
- ( - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев определяется:
для шестерни
(4.9)
для колеса
= 113 (4.10)
для шестерни =3.61
для колеса = 3.60
Находим отношение (4.11)
- допускаемых напряжений изгиба, МПа; МПа; МПа (п.2.2);
для шестерни МПа;
для колеса = 56,9 МПа;
Определяем коэффициенты и (:
(4.12)
где ?=- угол наклона зубьев.
- для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности. Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
, (4.13)
где = 40 мм - ширина колеса (п.3.4);
1 - окружной модуль зацепления (п.3.2)
= 138.1 МПа 205
Условие прочности выполнено.
5. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведен на кручение по пониженным напряжениям. (
.1 Ведущий вал-шестерня
Шестерню выполняем за одно целое с валом (:
53 мм - делительный диаметр шестерни (п. 3.4);
55 мм - диаметр вершин зубьев шестерни (п. 3.4);
51 мм - диаметр впадин зубьев шестерни (п. 3.4);
45 мм - ширина зубчатого венца шестерни (п. 3.4).
Определим диаметр выходного конца вала по формуле(:
(5.1)
где =40.2Нм - вращающий момент на ведущем валу зубчатой передачи (п.1.4);
20 МПа - допускаемое касательное напряжение.
мм
Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда( мм
У подобранного электродвигателя( диаметр вала может быть 24 (мм)
Принимаем 24 (мм)
Так как вал редуктора необходимо соединить с валом электродвигателя с помощью стандартной муфты, со