Привод ленточного конвейера для перемещения штучных грузов

2.3 Определение общего передаточного отношения редуктора

Общее передаточное число привода

= 24,5.

Согласно рекомендациям передаточное число тихоходной ступени

Тогда, передаточное число быстроходной ступени

2.4 Определение крутящих моментов на валах

На ведомом: ;

На промежуточном: ;

На ведущем:

3. Расчет первой ступени

Материал для шестерни и колеса назначаем:

Элемент передачи	Марка стали	ув,МПА	ут,МПА	Твёрдость поверхности не менее	Базовые числа циклов
Шестерня	45	900–1000	750	(45–50) HRC	NHO1 =6∙107 NFO1 =4∙106
Колесо	45	900–1000	750	(40–45) HRC	NHO1 =4∙107 NFO1 =4∙106

3.1 Проектировочный расчёт

1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

U₁₂ =5,5

Принимаем z₁ =24; z₂ =z₁ ∙U₁₂ =24∙5.5=132

Принимаем угол наклона зуба в=8˚6 34Ѕ(одно из стандартных значений), cosв = 0.99.

2. Определение числа зубьев эквивалентных колёс:

3. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс:

;

;

;

;

.

4. Определение допускаемых напряжений:

а) контактные:

, так как

;

;

;

б) изгибные:

так как

;

в) предельные:

;

5. Расчётная нагрузка:

− для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что V_окр. =3–8 м/с.

6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:

;

;

;

7. Модуль зацепления:

а) окружной:

;

б) нормальный:

Принимаем = 1,5 мм.

8. Межосевое расстояние:

;

3.2 Проверочный расчёт

1. Проверочный расчет на контактную выносливость.

;

Определение коэффициентов Z_H , Z_M , Z_E :

цилиндрический редуктор подшипник зубчатый

.

Так как cosв=0.9915 и б_tw =20˚, то

;

Е_пр =2,15∙10⁵ МПа, н_tw =0,3;

;

Уточнение окружной скорости:

;

;

;

Уточнение коэффициента расчётной нагрузки:

;

, где д = 0,004; q₀ = 56;

;

;

;

;

Проверка передачи на контактную выносливость:

;

Недогрузка составляет 20%.

С целью получения более рациональной передачи уменьшаем ширину зубчатого венца, благодаря чему действительные контактные напряжения приблизятся к допускаемым.

Принимаем b_w1 =15 мм, тогда

;

;

;

;

Недогрузка составляет 2.8%, что допустимо.

2. Проверка передачи на изгибную выносливость:

для

для ;

;

Так как 79,55<84, проверяем на прочность зуб шестерни

где

;

;

3. Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:

;

.

4. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:

;

;

;

;

;

;

;

;

.

4. Расчет второй ступени

Материал для шестерни и колеса назначаем

Элемент передачи	Марка стали	ув,МПА	ут,МПА	Твёрдость поверхности не менее	Базовые числа циклов
Шестерня	45	900–1000	750	(45–50) HRC	NHO1 =6∙107 NFO1 =4∙106
Колесо	45	900–1000	750	(40–45) HRC	NHO1 =4∙107 NFO1 =4∙106

4.1 Проектировочный расчёт

1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:

U₃₄ =4,5

Принимаем z₁ =20; z₂ =z₁ ∙U₃₄ =20∙4.5=90.

2. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс:

;

;

;

;

.

4. Определение допускаемых напряжений:

а) контактные:

, так как

;

;

;

б) изгибные:

так как

;

в) предельные:

;

4. Определение коэффициента расчётной нагрузка:

− для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что V_окр. =3–8 м/с.

6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:

;

7. Модуль зацепления:

;

Принимаем = 4 мм., тогда

8. Межосевое расстояние:

.

4.2 Проверочный расчёт

1. Пров

Внимание, отключите Adblock

Вы посетили наш сайт со включенным блокировщиком рекламы!
Ссылка для скачивания станет доступной сразу после отключения Adblock!

Скачать