Проект привода ленточного транспортера

 

число зубьев шестерни:

 

число зубьев колеса внешнего зацепления:

 

5. Определяем фактическое передаточное число:

 

проверяем его  отклонение от заданного *

 

Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 3% (для  одноступенчатых редукторов), следовательно, норма отклонения передаточного  числа  выполняется.

 

6. Определяем основные геометрические параметры передачи:

делительные диаметры d:

 

 

диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

 

 

 

 

 

ширина венцов:

 

 

 

7. Вычисляем окружную скорость колес:

 

При такой скорости назначаем 8-ую степень точности изготовления передачи (передачи пониженной точности) по табл. 2.5[2]

 

8. Определяем окружную силу в зацеплении:

 

9. Определяем радиальную силу в зацеплении:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.4 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

1. Проверяем пригодность заготовок колес:

 

чтобы получить при  термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы  размеры D_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пред, S_пред (см. табл. 2.1[2])

 

диаметр заготовки  шестерни:

 

 

 

толщина диска  заготовки колеса закрытой передачи:

 

 

 

2. Проверяем контактные напряжения:

 

- вспомогательный  коэффициент для прямозубых передач

 

- коэффициент,  учитывающий распределение нагрузки  между зубьями для прямозубых  колес

 

 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (его значения выбирают по табл. 4.3[3])

 

 

 

 

Допускаемая недогрузка передачи не более 10%. Условие прочности выполняется.

3. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни:

 

 

 - коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.3[3] интерполированием

 

- коэффициент,  учитывающий наклон зуба для  прямозубых колес

 

- коэффициент,  учитывающий распределение нагрузки  между зубьями для прямозубых  колес

 

- коэффициент  неравномерности нагрузки по  длине зуба для прирабатывающих  зубьев колес

 

 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (его значение выбирают по табл. 4.3[3])

 

условие прочности  выполняется

 

 

- коэффициент  формы зуба шестерни, определяется  по табл. 4.4[3] интерполированием

 

условие прочности  выполняется

 

При проверочном  расчете  получилось значительно меньше , что допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Табличный ответ  к задаче 4. (табл. 4.1)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проектный расчёт
Параметр		Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние аω		140		Угол наклона  зубьев β			0
Модуль зацепления m		1.5		Диаметр делительной  окружности:
Ширина зубчатого  венца:				шестерни d1 колеса d2			67.5 212,5
шестерни b1 колеса b2		43 39
Числа зубьев:				Диаметр окружности вершин:
шестерни z1 колеса z2		45 142		шестерни dа1 колеса da2			70.5 216
Вид зубьев		прямозубая передача		Диаметр окружности впадин:
				шестерни df1 колеса df2			63.8 209.3
Проверочный расчёт
Параметр			Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Контактные напряжения σ			373		364	%
Напряжения изгиба			196		82	%
			175		78	%

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4. ПРОЕКТНЫЙ И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВТОРОЙ СТУПЕНИ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ДЛЯ ИЗГОТОВЛЕНИЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

 

 

                                          

 

 

Так как в задании  нет особых требований в отношении  габаритов передачи, то выбираем материалы  со средними механическими характеристиками. По табл. 3.3[1] выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твердостями, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса (разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала составляет )

 

- для шестерни: сталь                               : 40Х

                             термическая обработка: улучшение

                             твердость                      : HB_ср1 300

 

- для    колеса: сталь                                  : 40Х

                             термическая обработка: улучшение

                             твердость                      : HB_ср2 280

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.2 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

 

Расчеты на контактную и изгибную прочность при длительной работе передачи выполняем по допускаемым  контактным и изгибным напряжениям  отдельно для зубьев шестерни и колеса.

Допускаемые контактные напряжения определяем по зависимости:

 

 

Предел контактной выносливости вычисляем по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки по табл.2.2[2]

 

- для шестерни:

 

 

- для колеса:

 

 

Базовое число  циклов нагружения определяем по средней твердости

 

- для шестерни:

 

 

-для колеса:

 

Эквивалентное число  циклов:

 

 

где

- для шестерни:

 

- для колеса:

 

 

 

 

 

 

- для шестерни:

 

 

- для колеса:

 

 

Коэффициент долговечности  учитывает влияние ресурса:

 

- для шестерни:

 

 

- для колеса:

 

 

так как 

 

-для шестерни:

 

-для колеса:

 

 

Допускаемое напряжение для цилиндрических передач с  прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса:

 

 

Допускаемые напряжения изгиба определяем по зависимости:

 

Предел выносливости при отнулевом цикле напряжений вычисляют по эмпирическим формулам табл.2.3[2]

- для шестерни:

 

-для колеса:

 

 

Число циклов, соответствующее  перегибу кривой усталости 

 

 

 

 

- для шестерни:

 

 

- для колеса:

 

 

Коэффициент долговечности  учитывает влияние ресурса:

 

 

- для шестерни:

 

- для колеса:

 

Так как 

 

- для шестерни:

 

 

- для колеса:

 

Допускаемое напряжение для цилиндрических передач с  прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса:

 

 

 

 

 

 

 

Табличный ответ  к задаче 3. (табл. 3.1)

 

	шестерня	колесо
марка стали	сталь 40Х	сталь 40Х
термообработка	улучшение	улучшение
НВср	300	280
	607	571
	309	288

 

3.     ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

1. По условию контактной прочности определяем межосевое расстояние передачи

 

 

 

- коэффициент  межосевого расстояния для прямозубых  колес

 

 – передаточное  отношение 

 

Т₂=404×10³Нм – крутящий момент на валу колеса

 

 – допускаемое  контактное напряжение передачи

 

- коэффициент  ширины колеса b₂ относительно межосевого расстояния а_ω (его значение выбирают по табл. 2.4[4])

 

- коэффициент  неравномерности распределения  нагрузки по длине контактной  линии (его значение приведены  в табл. 2.5[4] и выбираются в зависимости от твердости материала колес, схемы расположения колес относительно опор и коэффициента ширины колеса относительно диаметра шестерни)

 

 

 

Полученное значение межосевого расстояния а_ω округляем по ГОСТ 6636-80

 

 

2. Предварительные основные размеры колеса

делительный диаметр:

 

ширина:

 

 

3. Определяем модуль зацепления:

 

 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач

- допускаемое  напряжение изгиба материала  колеса с менее прочным зубом

 

 

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону по ГОСТ 9563-60 (см. стр. 36[1])    

 

 

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

 

число зубьев шестерни:

 

число зубьев колеса внешнего зацепления:

 

5. Определяем фактическое передаточное число:

 

проверяем его  отклонение от заданного *

 

Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 3% (для  одноступенчатых редукторов), следовательно, норма отклонения передаточного  числа  выполняется.

 

6. Определяем основные геометрические параметры передачи:

делительные диаметры d:

 

 

диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления:

 

 

 

 

 

ширина венцов:

 

 

7. Вычисляем окружную скорость колес:

 

При такой скорости назначаем 9-ую степень точности изготовления передачи (передачи пониженной точности) по табл. 2.5[2]

 

8. Определяем окружную силу в зацеплении:

 

9. Определяем радиальную силу в зацеплении:

 

 

10. Определяем консольную силу от муфты:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4.  ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

1. Проверяем пригодность заготовок колес:

 

чтобы получить при  термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы  размеры D_заг, S_заг заготовок колес не превышали предельно допустимых значений D_пред, S_пред (см. табл. 2.1[2])

 

диаметр заготовки  шестерни:

 

 

 

толщина диска  заготовки колеса закрытой передачи:

 

 

 

2. Проверяем контактные напряжения:

 

- вспомогательный  коэффициент для прямозубых передач

 

- коэффициент,  учитывающий распределение нагрузки  между зубьями для прямозубых  колес

 

 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (его значения выбирают по табл. 4.3[3])

 

 

 

 

Допускаемая недогрузка передачи не более 10%. Условие прочности выполняется.

3. Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни:

 

 

 - коэффициент формы зуба колеса, определяется по табл. 4.3[3] интерполированием