Проектирование привода к конвейеру из конического редуктора и цепной передачи

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса []H2 по формуле шестерни напряжения

[]к =[но]× , где

[SH] – коэффициент безопасности, равный 1,1для однородных материалов.

кНL – коэффициент долговечности, равный 1,8 при t =10000час

[но]= Hвr ×1,8+67

[к1]= [но]1× =414,40 × =678,11

Определение допускаемых напряжений изгиба []u

[]u = [ро]× ,

где крL =1,1,крС = 1,0 − коэффициент приложения

нагрузки, [Sр]=1,75 − для поковки, [ро] − предел направления изгиба.

[ро] =1,03× =1,03× = 188,49 H/мм2

следовательно:

[]uз = [ро]× = 188,49 × = 118,48H/мм2

Расчет закрытой конической зубчатой передачи.

1.Определим главный параметр − внешний делительный диаметр колеса de2, :

de2 / 165 × ,где кн = 1 (для прямозубых передач)

н = 1,0 − коэффициент вида конических колес (прямозубые)

de2 / 165 × =165 × =150,63

округляем до de2 = 150 мм (ГОСТ 6636-69)

2.Определяем углы делительных конусов шестерни Ðи колеса Ð2:

Ð2 = arctg i = arctg 3,15 = 72,3874 o, Ð o −Ð2 = o −72,3874 o=17,6126 o

Определение внешнего конусного расстояния Re, мм:

Re = = = 78,69

4.Определение ширины зубчатого венца шестерни и колеса b, мм:

b = R Re ,где R =0,285 −коэффициент ширины венца

b = R Re = 0,285×78,69=22,42

округляем до b = 22мм (ГОСТ 6636-69)

5.Определение внешнего окружного модуля me, мм:

me = ,

где кF=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (прямозубые).

F =0,85 – коэффициент, вида конических колес (прямозубые).

me = = =3,9

6.Определение числа зубьев колеса z2и шестерни z1:

z2 = = =38,46z1 = = =12,2

так как в рекомендациях [1] по условиям уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется принять z1 / 18 (прямозубая пара колес), для силовых конических передач принимаем модуль me =2 [1].

Следовательно:

z2 = = =75z1 = = =24

7.Определение фактического передаточного числа iф и проверка его отклонения Δi от заданного i:

iф = = =3,125Δiф = ×100% = ×100% =0,6% £ 4%

8.Определение действительных углов делительных конусов шестерни Ð1 и колеса Ð2:

Ð2 = arctg iф = arctg 3,125 =72,2553o 1 = 90o –2 = 90o – 72,2553o =17,7447o

9.Определение фактических внешних диаметров шестерни и колеса, мм:

de1 = me × z1 =2×24 =48de2 = me × z2 =2×75 = 150

10.Определение вершин зубьев, мм:

dbe1 = de1 + [2(1+ xe1)cos 1]×me , где xe1 = 0

dbe1 = de1 + [2(1+ xe1)cos 1]×me = 48 +[2(1+0)cos 17,7447o]×2 = 51,81

dbe2 = de1 + [2(1– xe1)cos 2]×me , где xe2 = 0

dbe2 = de2 + [2(1 – xe2)cos 2]×me = 150 +[2(1 – 0)cos 72,2553o]×2 = 151,22

11.Определение размеров впадин, мм:

dfe1 = de1 – [2(1,2 – xe1) cos 1]× me, где xe1 = 0

dfe1 = de1 – [2(1,2 – xe1) cos 1]× me =48 – [2(1,2 – 0)cos17,7447o]×2=43,43

dfe2 = de2 – [2(1,2 + xe1) cos 2]× me, где xe2 = 0

dfe2 = de2 – [2(1,2 + xe2) cos 2]× me =150 – [2(1,2 + 0)cos72,2553o]×2=148,54

12.Определение среднего делительного диаметра шестерни d1 и колеса d2, мм:

d1 ≈ 0,857×de1 = 0,857 × 48 = 41,14 d2 ≈ 0,857×de2 =0,857×150=128,55

Проверочный расчёт.

а ) Условия пригодности заготовок колёс:

Dзаг£ Dпред; Sзаг£ Sпред По табл.3.2 [1]. Dпред и Sпред для любых размеров.

б) Проверяем контактные напряжения по формуле:

н = 470× £ []H где:

1) - окружная сила в зацеплении, F1 = =1440Н;

2) KH = 1 − коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

3) KH − коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.3 [1] в зависимости от окружной скорости колёс, где скорость колеса определяется по формуле:

 = м/с и степени точности передачи

определяем по табл. 4.2 и табл4.3[1]. KH =1,08

4) KH =1.

н = 470× = 590Hмм2£ 619,2Hмм2

Допускаемая недогрузка передачи (н £ [не более 10% и перегрузка

(н / [ до 5% . = 4,72%.

б) Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по формулам:

F2 = Y×Y и

F1=F2× £ [F1; где :

1) значение b =22мм ; m=2мм;F = 0,85 ; Ft=1440Н. КF =1 .

2) КFa= 1 − коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс.

3) КF=1,08 − коэффициент динамической нагрузки определяется аналогично коэффициенту − KH

4) YF1 и YF2 − коэффициенты формы зуба и колеса. Определяются по табл. 4.7

интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни Z и колеса Z:

Z = = =25,2 YF1 =3,67;

Z = = = 246,01 Y= 3,63;

5) Y = 1 − коэффициент, учитывающий наклон зуба.

 Скачать реферат