- •Курсовой проект
- •Тема: «Привод к конвейеру»
- •Содержание
- •Техническое задание Спроектировать привод к конвейеру
- •Введение
- •Кинематический и энергетический расчет привода
- •1.4. Определение передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням.
- •1.5. Частота вращения валов, мощности и вращающий момент.
- •1.6. Расчетный ресурс работы передачи.
- •2. Расчет цилиндрической зубчатой косозубой передачи
- •2.1. Исходные данные.
- •2.2.Выбор материала и расчет допустимых напряжений.
- •2.3. Геометрические параметры ступени.
- •2.4. Силы в зацеплении.
- •2.5. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •2.6. Проверочный расчет зубьев по напряжению изгиба.
- •3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
- •3.2.Выбор материала и расчет допустимых напряжений.
- •3.3.Геометрические параметры тихоходной ступени.
- •3.4. Силы в зацеплении.
- •3.5. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
- •3.6. Проверочный расчет зубьев по напряжению изгиба.
- •4. Расчет клиноременной передачи
- •4.1. Расчет параметров ременной передачи.
- •4.2. Проверочный расчет ременной передачи.
- •4.3. Натяжное устройство ремня.
- •5. Эскизное проектирование
- •5.1.Определение основных размеров валов редуктора.
- •1. Выбор материала валов.
- •5.2. Выбор типа и способ установки подшипников на валах.
- •5.3. Основные размеры редуктора.
- •4.4. Конструирование деталей привода.
- •6. Проверочный Расчет вала
- •6.1. Определение реакций в опорах.
- •6.2. Расчет валов на прочность.
- •Проверочный расчет подшипников
- •8. Расчет шпоночных соединений
- •8.1. Тихоходный вал.
- •8.2. Быстроходный вал.
- •Список используемой литературы
- •Приложения
2.4. Силы в зацеплении.
Закрытая цилиндрическая косозубая передача:
Окружная сила: Н
где d2 – делительный диаметр колеса, мм.
Радиальная сила:
где =200 – угол в зацеплении.
Осевая сила:
2.5. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность.
Согласно ГОСТ 21354-87 расчет выполняют по условию
Контактное напряжение находим по формуле
,
где ZE – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стали ZE=190 Мпа;
ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,
При =20, =9,56 .
Z -коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для косозубых колес:,
где - коэффициент торцевого перекрытия зубьев, определяемый по выражению
Коэффициент нагрузки определяем по формуле
,
где КА=1,1- коэффициент внешней динамической нагрузки табл.5.4 [2, с.64]
К = 1,1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии согласно рис.5.7. [2, с.64], при и выполнении передачи по схеме 6;
KHv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку; по формуле
Здесь - удельная окружная динамическая сила,
Где Н=0,02- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, согласно табл. 5.8 [2, с. 65];
gо = 7,3 - коэффициент, при изготовлении по 9 степени точности (табл. 5.7) согласно табл. 5.9 [2, с.66];
-окружная скорость;
- удельная расчетная сила;
KH=1,11 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по рис. 5.8 [2, с. 65]
Тогда
Выполняем проверку по условию
Определяем степень недогрузки материала по контактным напряжениям:
Условие выполнено.
2.6. Проверочный расчет зубьев по напряжению изгиба.
Для предотвращения усталостного излома шестерни и колеса следует соблюдать условие:
,
где F – расчетное местное напряжение изгиба в опасном сечении;
FP – допустимое напряжение.
,
коэффициент нагрузки –
,
Где где КА=1,1 - коэффициент внешней динамической нагрузки табл.5.4 [2, с.64]
КF = 1,22- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии при изгибе согласно рис. 5.7. [2, с.64], при и выполнении передачи по схеме 6;
KFv- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;
Здесь - удельная окружная динамическая сила,
Где для косозубой передачи F=0,06 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;
gо = 7,3 - коэффициент, при изготовлении по 9 степени точности (табл. 5.7) согласно табл. 5.9 [2, с.66];
KF=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2, с. 69].
Коэффициент формы зуба YFS выбираем в зависимости от количества зубьев эквивалентного колеса:
для шестерни - YFS1=3,9 [2, с.67]
и для колеса - YFS2=3,6 [2, с.67].
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
,
где - коэффициент осевого перекрытия.
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:
Для проверки по напряжению изгиба колес определяем элемент зацепления, имеющий меньшую прочность: и. Меньшую прочность имеют зубья колеса.
,
σF1 = σF2·YF1/ YF2= 45,5*3,9/3,6=49,3 МПа< Fр3=249МПа
Условия прочности выполнены.