Привод цепного конвейера

,           (1.3.11)

 

Фактическое передаточное число

,           (1.3.12)

Рассчитаем  погрешность передаточного числа:

,          (1.3.13)

.

Так как  погрешность не превышает допустимую 4%, то найденные параметры могут быть допущены.

 

Определение основных геометрических параметров шестерни и колеса

Диаметр делительной  окружности:

d = mz,           (1.3.14)

Диаметр окружности выступов:

d_a = d + 2m,           (1.3.15)

Диаметр окружности впадин:

d_f = d - 2.4m ,           (1.3.16)

Ширина зубчатого  венца шестерни:

b₁ = b₂+4,           (1.3.17)

 
 
 
 
 
 
 

Основные  параметры приведены в таблице 1.3.2.

Таблица 1.3.2

 

Проверочный расчет быстроходной ступени редуктора

 

Проверка  соответствия межосевого расстояния

,           (1.3.18)

Найденное межосевое расстояние соответствует действительному.

 

  Проверка пригодности  заготовок колес

Условие пригодности  заготовки шестерни:

D_заг ≤ D_пред,           (1.3.19)

где D_пред – предельный диаметр заготовки шестерни.

D_заг = d_a1 + 6,           (1.3.20)

D_заг = 64.5+6 = 70.5 мм,

Условие выполняется.

Условие пригодности  заготовки колеса:

S_заг ≤ S_пред,           (1.3.21)

где S_пред – предельная ширина заготовки колеса.

S_заг = b₂ + 4,           (1.3.22)

D_заг = 64.8+4 = 68.8 мм,

Условие выполняется.

 
 
 
 
 

Проверка  на контактные напряжения

Окружная сила

,          (1.3.23)

 

Окружная скорость колес определяется:

           (1.3.24)

Исходя из скорости по таблице 4.2 [4,c. 64] определяется степень точности. В данном случае 9 степень кинематической точности.

 

Контактные напряжения

,        (1.3.25)

K_Hv – коэффициент динамичности нагрузки, для спокойной нагрузки, данной скорости, степени кинематической точности, из таблицы 4.3 по справочнику [4] K_Hv =1.1;

тогда контактные напряжения:

 

Условие прочности  по контактным напряжениям выполняется

.

 

Проверка  на напряжения изгиба зубьев шестерни и  колеса

 

Определение коэффициента формы зуба шестерни и колеса

по таблице 4.4 [4,с. 67] определяются значения коэффициентов:

для шестерни:

для колеса:

 

Определение напряжений изгиба для шестерни и колеса

Для колеса:

,         (1.3.26)

для шестерни:

          (1.3.27)

K_Fv – коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, при данной нагрузке принимается: K_Fv = 1.1;

 
 

Тогда напряжения изгиба для колеса:

 

напряжения изгиба для шестерни:

Так как 227 < 432 и 233 < 432 , то условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

 
 

Проектировочный расчет тихоходной ступени редуктора

 

Расчет  межосевого расстояния

Ψа – коэффициент  ширины зубчатого венца, принимается: Ψа = 0.25;

u_зп2 = 4;

Т_IV = 3155.4 Н·м;

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимается: К_Нβ = 1.2, так как зубья плохо прирабатываются

Тогда:

мм.

Из стандартного ряда принимается:

a_ω = 250 мм, данный размер обоснован проверочным расчетом.

Данное значение ограничено, так как имеется предельный размер заготовки.

 
 
 
 

Определение модуля зацепления

Определение ориентировочного делительного диаметра колеса

 мм.

Определение ширины венца зубчатого колеса:

b₂ = 0.25 · 250 = 62.5 мм.

 

     1.3.2.5 Расчет по полученным данным  модуля зацепления

Должно  выполняться условие:

мм.

Значение модуля принимается из стандартного ряда:

m = 4 мм.

 

Определение и уточнение основных параметров передачи

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

.

Число зубьев шестерни

.

 
 

Число зубьев колеса

 

Фактическое передаточное число

Погрешность передаточного числа отсутствует.

 

Определение основных геометрических параметров шестерни и колеса

Основные  параметры приведены в таблице 1.3.3.

Таблица 1.3.3

 
 

Проверочный расчет тихоходной ступени редуктора

 

Проверка  соответствия межосевого расстояния

Найденное межосевое  расстояние соответствует действительному.

 

  Проверка пригодности  заготовок колес

Условие пригодности  заготовки шестерни:

D_заг = 100 + 6 = 106 мм,

Условие выполняется.

Условие пригодности  заготовки колеса:

D_заг = 62.5+5 = 67.5 мм,

Условие выполняется.

 
 
 

Проверка  на контактные напряжения

Окружная сила

 

Окружная скорость колес определяется:

Назначается  9 степень кинематической точности.

 

Контактные напряжения

Назначается K_Hv =1.1;

тогда контактные напряжения:

 

Условие прочности  по контактным напряжениям выполняется

.

 

Проверка  на напряжения изгиба зубьев шестерни и  колеса

 

Определение коэффициента формы зуба шестерни и колеса

по таблице 4.4 [4,с. 67] определяются значения коэффициентов:

для шестерни:

для колеса:

 

Определение напряжений изгиба для шестерни и колеса

Коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, при данной нагрузке принимается: K_Fv = 1.1;

 

Тогда напряжения изгиба для колеса:

 

напряжения изгиба для шестерни:

Так как 269.3 < 432 и 249.9 < 432 , то условие прочности по напряжениям изгиба выполняется.

 

 

           1.4 Расчет клиноременной передачи

Определение сечения ремня

По справочнику [4], с учетом n_I = 1455 мин^-1 и P_I = 15 кВт,  согласно рекомендациям, выбирается сечение Б.

Основные параметры ремня приведены в таблице 1.4.1.

Таблица 1.4.1 –  характеристики клинового ремня  с сечением Б по ГОСТ 1284 -80

 
 
 

Основные  параметры передачи

 

Диаметр ведущего шкива