Курсовая работа: Привод ленточного транспортера

Результаты АPМ Trans (Страница 5)

Таблица 11 . Допуски колеса и шестерни

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Минимально возможный зазор	jn min	13.000		мкм
Максимально возможный зазор	jn max	110.128		мкм
Предельное отклонение межосевого расстояния	fa	22.000		мкм
Класс точности	Np	8		-
Вид сопряжения	-	G		-
Класс отклонений межосевого расстояния	-	III		-
Минимальный возможный угол поворота	min	2' 20.69"	0' 56.98"	-
Максимальный возможный угол поворота	max	19' 51.82"	8' 2.69"	-
Допуск на радиальное биение зубчатого венца	Fr	0.028	0.038	мм
Наименьшее дополнительное смещение исходного контура	EH	-0.028	-0.032	мм
Допуск на смещение исходного контура	TH	0.045	0.053	мм
Верхнее отклонение высоты зуба	ESH	-0.028	-0.032	мм
Нижнее отклонение высоты зуба	EIH	-0.073	-0.085	мм
Наименьшее отклонение средней длины общей нормали	EWm	-0.025	-0.031	мм
Допуск на среднюю длину общей нормали	TWm	0.015	0.016	мм
Верхнее отклонение средней длины общей нормали	ESWm	-0.025	-0.031	мм
Нижнее отклонение средней длины общей нормали	EIWm	-0.040	-0.047	мм
Наименьшее отклонение длины общей нормали	EW	-0.018	-0.022	мм
Допуск на длину общей нормали	TW	0.030	0.036	мм
Верхнее отклонение длины общей нормали	ESW	-0.018	-0.022	мм
Нижнее отклонение длины общей нормали	EIW	-0.048	-0.058	мм

3.2 Разрохунок тихоходно передачі

Выбираем материал и термическую обработку зубчатых колес, тихоходной передачи. Из таблицы 2.1 учебника Курсовое проэктирование «Детали машин», автор П.Ф.Дунаев.

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	HB1ср	в	[]H	[]F
			HB2ср	H/мм2
Шестерня	45	улучшение	290	890
Колесо	45	улучшение	220	735

3.2.1 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба шестерни

Принимаем

3.2.2 Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зуба колеса:

Принимаем

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения:

3.2.3 Пределы выносливости для шестерни и колеса:

МПа

МПа

3.2.4 Коэффициент безопасности :

3.2.5 Число оборотов шестерни и колеса:

об/мин

об/мин

3.2.6 Суммарное число циклов переменны напряжений в зубьях

Для шестерни

Для колеса

3.2.7 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.8 Определяем базовые числа циклов нагружения:

 

3.2.9 Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

3.2.10 Определяем допускаемо контактное напряжение для шестерни и колеса:

МПа

МПа

Допускаемые напряжения изгиба:

3.2.11 Пределы выносливости для шестерни и колеса:

МПа

МПа

3.2.12 Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

3.2.13 Определяем коэффициент долговечности:

 

где:  - - базовое число циклов для зубчатых колес;

для шестерни:

Принимаем

Для колеса:

 Принимаем

3.2.14 Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего положения нагрузки

3.2.15 Коэффициент запаса прочности:

      

3.2.16 Коэффициент учитывающий способ получения заготовки:

            

3.2.17 Коэффициент безопасности:

 

3.2.18 Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса:

3.2.19 Опрделяем межосевое растояние

,

где Ка коэффициент, для косозубых колес Ка=430МПа

U- передаточное число,

КНβ - коэффициент концентрации нагрузки КНβ =1,04

ТТ - момент на колесе,

Ψа- коэффициент зависящий от положения колес относительно опор, при косольном расположении Ψа= 0,4,

[σ]н - допускаемое контактное напряжение колеса.

3.2.20 Определяем коєффициент ширины:

3.2.21 Определяем межосевое расстояние

мм

Принимаем =125мм

Предеварительные основные размеры колеса

3.2.22 Делительный диаметр

d2 = 2 ּ аωּu/ ( u - 1 ) ,

d2 = 2 ּ 0,125 ּ 2.5/ ( 2.5 + 1 ) = 0,179 м = 180 мм .

3.2.23 Ширина колеса

bw2 = Ψbа ּ аω ,

bw2 = 0.4 ּ 0,125 = 0,05 м = 50мм

3.2.24 Коэффициент ширины колеса относительно модуля:

 - принимаем значение по таблице;

3.2.25 Модуль зацепления:

3.2.26 Минимальный угол наклона зубьев шевронных колес

βmin =25 °

3.2.27 Суммарное число зубьев

zс = 2 ּ аω ּ cos βmin / тn = 2 ּ 140 ּ cos25˚ / 2 =113.3 Принимаем zс =113

3.2.28 Действительное значение угла наклона:

β = arccos (zΣ ּ т / 2 ּ аω ) = arccos (113.3 ּ 2 / 2 ּ 125 ) = 24.98˚=25˚

3.2.29 Число зубьев шестерни и колеса

z1 = zс / ( U ± 1 ) ≥ z1min ,

где    z1min - минимальное число зубьев

z1 = 113 / ( 2,5 + 1 ) = 32,3=32 .

3.2.30 Число зубьев колеса

z2 = zс - z1 = 113 – 32=81 .

3.2.31 Фактическое передаточное число

Uф = z2 / z1 = 81/32 =2,53

Отклонение передаточного числа от заданного меньше 4%.

Диаметры колес

3.2.32 Делительный диаметр шестерни

d1 = z1ּ тn / cos β = 32 ּ 2 / cos25˚ = 70 мм .

3.2.33 Делительный диаметр колеса

d2 = z2ּ тn / cos β = 81 ּ 2 / cos25˚ = 178.75 мм .

3.2.34 Модуль торцевой:

мм

3.2.35 Определяем окружную силу в зацеплении:

Ft1 = Ft2 =2 ּ Т1 / d2 = 2 ּ86,42 / 0,17875 = 966,94 Н .

3.2.36 Определяем окружную скорость на делительной окружности:

м/с

Назначаем степень точности редуктора Ст = 8

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зациплении

Коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку

3.2.37 Удельная окружная динамическая сила:

н/мм

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5