Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт (стр. 3 из 7)
КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,9 = 1,162
К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18
Т2=172,77 Н·м
UБ = 4,76
ψвa= 0,25 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении
Тихоходная ступень
принимаем aw= 250мм
где Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;
КН= КНV· КНβ· КНα=1,03 · 1,18 ·1,11=1,34
КНV=1,03 - принимается по таблице
КHβ= 1+ (КHβ0-1) · КHW = 1+ (1,28 - 1) · 0,63 =1,18 –
коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;
КHW=0,63
ψBd=0,5 ψBа (UБ + 1) =0,5 · 0,315 (3,69 + 1) =0,74
КНβ0=1,28
КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,63 = 1,18
К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18
Т2=781,3 Н·м
UБ = 3,69
ψвa= 0,315 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении
Предварительные размеры колес:
Делительный диаметр быстроходного колеса
d2=2·awu/ (u+1) =2·180·4,76/ (4,76+1) = 297,5 мм
Ширина быстроходного колеса:
b2 = ψa·aw=0,25·180=45 мм
Делительный диаметр тихоходного колеса
d2=2·awu/ (u+1) =2·250·3,69/ (3,69+1) = 363,39 мм
Ширина тихоходного колеса:
b2 = ψa·aw=0,315·250=78,75 мм, принимаем 80 мм
Модули передач:
Быстроходная ступень:
Km = 3,4.103- коэффициент модуля;
KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки;
KFV=1,09 принимается по таблице
KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188
KFα= KHα°=1,18
принимаем m = 3 мм в соответствии со стандартным значением.
Тихоходная ступень:
Km = 3,4.103- коэффициент модуля;
KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки;
KFV=1,03 принимается по таблице
KFβ=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188
KFα= KHα°=1,18
принимаем m = 5 мм в соответствии со стандартным значением.
Суммарное число зубьев:
Быстроходная ступень:
zΣ=2·aw/m=2·180/3=120
Принимаем zΣ=120.
Тихоходная ступень:
zΣ=2·aw/m=2·250/5=100
Принимаем zΣ=100.
Число зубьев шестерни и колеса:
Быстроходная ступень:
Шестерня:
z1= zΣ / (u+1) =120/ (4,76+1) =20
Колесо:
z2= zΣ - z1=120-20=100
Тихоходная ступень:
Шестерня:
z1= zΣ / (u+1) =100/ (3,69+1) =21
Колесо:
z2= zΣ - z1=100-21=79
Фактическое передаточное число:
Быстроходная ступень:
uф= z2/ z1=100/20=5
Тихоходная ступень:
uф= z2/ z1=79/21=3,76
Отклонение от заданного передаточного числа:
Быстроходная ступень:
3,76% - такое расхождение допускается.
Тихоходная ступень:
2,69% - такое расхождение допускается.
Диаметры колес:
Быстроходная ступень:
Делительный диаметр шестерни:
d1= z1·m=20 · 3 = 60 мм
Делительный диаметр колеса:
d2=2аw - d1=2 · 180 - 60=300 мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=60 + 2 · 3=66 мм
dа2= d2+2m=300 + 2 · 3=306 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1 - 2 · 1,25 · m=60 - 2 · 1,25 ·3 =52,5 мм
df2= d2 - 2 · 1,25 · m =300 - 2 · 1,25 ·3 =292,5 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 · 1,07 = 45 · 1,07 = 48 мм
Окружная скорость колеса:
Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.1
Таблица 3.3.1
| Модуль (мм) | Межосевое расстояние (мм) | Число зубьев | Делительный диаметр (мм) | Ширина (мм) | |
| Шестерня | 3 | 180 | 100 | 60 | 48 |
| Колесо | 20 | 300 | 45 |
Тихоходная ступень:
Делительный диаметр шестерни:
d1= z1·m=21 · 5 = 105 мм
Делительный диаметр колеса:
d2=2аw - d1=2 · 250 - 105=395 мм
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
dа1= d1+2m=105 + 2 · 5=115 мм
dа2= d2+2m=395 + 2 · 5=405 мм
Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
df1= d1 - 2 · 1,25 · m=105 - 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм
df2= d2 - 2 · 1,25 · m =395 - 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм
Ширина шестерни:
b1= b2 · 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм
Окружная скорость колеса:
Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.3.2
Таблица 3.3.2
| Модуль (мм) | Межосевое расстояние (мм) | Число зубьев | Делительный диаметр (мм) | Ширина (мм) | |
| Шестерня | 5 | 250 | 21 | 105 | 86 |
| Колесо | 79 | 395 | 80 |
3.4 Определение сил в зацеплении
Быстроходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=5759· tg20º=2096 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1
Таблица 3.4.1
| Окружная сила (Н) | Радиальная сила (Н) | Осевая сила (Н) |
| 5759 | 2096 | 0 |
Тихоходная ступень:
Окружная сила в зацеплении:
Радиальная сила в зацеплении:
Fr=Ft·tg20º=14881· tg20º=5416 H
где α = 20º - стандартный угол.
Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 2
Таблица 3.4.2
| Окружная сила (Н) | Радиальная сила (Н) | Осевая сила (Н) |
| 14881 | 5416 | 0 |
3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность
Быстроходная ступень:
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
Тихоходная ступень:
ZБ=9600 МПа1/2
Расчётные контактные напряжения в рамках допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.
3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность
Быстроходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF· Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,24 · 5759 · 3,59 · 1 · 1/45 · 3=36,7 ≤ [σ] F2
где YFS2=3,59 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ. KFα=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки
Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 36,7 · 4,08/ 3,59 = 41,7 ≤ [σ] F1
Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.
Тихоходная ступень:
Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:
σF2=KF· Ft · YFS2 · Yβ · Yε/b2m=0,23 · 14881 · 3,6 · 1 · 1/80 · 5=30,8 ≤ [σ] F2
где YFS2=0,23 - коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимается по таблице зависит от количества зубьев
KF = KFV. KFβ. KFα=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки
Yβ =1 - коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
Yε= 1 - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;
Оба коэффициента (Y) зависят от степени точности (8)
Расчётные напряжения изгиба в зубьях шестерни:
σF1= σF2 · YFS1/ YFS2 = 30,8 · 4,08/ 3,6 = 34,9 ≤ [σ] F1