Проект привода шнека
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
вых скоростей на валах редуктора
(3.13)
где n1 и n2 - частота вращения ведущего и ведомого вала соответственно, об/мин;
u - передаточное отношение.
(3.14)
Для вала первой ступени
n1 = nдв = 720 об/мин;
Для промежуточного вала
Для тихоходного вала
Для вала четвёртой ступени
Определяем вращающие моменты на валах.
Вращающий момент на валу двигателя
, (3.15)
.
Вращающий момент на быстроходном валу первой ступени
, (3.16)
.
Вращающий момент на промежуточном валу, Нм
, (3.17)
.
Вращающий момент на третьем валу
, (3.18)
.
Вращающий момент на четвёртом валу
, (3.16)
.
Данные кинематического раiета привода шнека заносим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Результаты кинематического раiёта
ПараметрыВал IВал IIВал IIIВал IVЧастота вращения, об/мин72016050,7916,12Угловая скорость, рад/с75,3616,755,321,7Вращающий момент, Нм72,84311,52913,183436,48Передаточное отношение4,5-3,154,04. Раiёт открытой передачи [4]
Для изготовления зубчатых колёс открытой конической передачи выбираем сталь 45, термообработка - улучшение. Принимаем пределы твёрдостей для шестерни НВ 269тАж302, для колеса НВ 235тАж262. Тогда средняя твёрдость поверхности шестерни
;
поверхности колеса
.
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса по формулам
; (4.1)
, (4.2)
где КНд - коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса, так как NHG > N, то принимаем КHд = 1;
- допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости для зубьев шестерни и колеса соответственно.
(4.3)
(4.4)
Конические зубчатые передачи с прямыми зубьями при НВ1ср - НВ2ср = 20тАж60 расiитывают по меньшему значению, то есть по значению колеса, следовательно допускаемое контактное напряжение [s]Н = 414,4 Н/мм2.
Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса
, (4.5)
, (4.6)
где КFд - коэффициент долговечности для зубьев колеса, примем КHд = 1;
и - допускаемое напряжение изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса.
(4.7)
(4.8)
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса составит соответственно [s]F1 = 256 Н/мм2, [s]F2 = 199 Н/мм2.
Определяем главный параметр открытой конической зубчатой передачи - внешний делительный диаметр колеса
(4.9)
где u - передаточное отношение зубчатой открытой передачи;
Т4 - вращающий момент на вале IV, Н тАв м;
- коэффициент вида конических колёс. Для прямозубых колёс ;
КНb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьями КНb = 1.
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего стандартного
Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса по формулам
(4.10)
, (4.11)
Определяем внешнее конусное расстояние по формуле
(4.12)
Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса
, (4.13)
где yR - коэффициент ширины венца, принимаем yR = 0,285.
Округляем полученное значение по стандартному ряду до b = 110 мм.
Определяем внешний окружной модуль из условия равнопрочности зубьев по выкрашиванию и излому
, (4.14)
где - коэффициент вида конических колёс. Для прямозубых колёс ;
КFb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колёс с прямыми зубьями КFb = 1.
.
При этом полученное значение модуля по рекомендации увеличиваем на 30 %, так как открытая передача. Тогда внешний окружной модуль составит Значение не округляем.
Определяем число зубьев колеса и шестерни соответственно
, (4.15)
, (4.16)
Определяем фактическое передаточное число, и проверяем его отклонение от заданного, при допускаемом отклонении до 3 %
, (4.17)
.
(4.18)
Условие нормы отклонения выполняется.
Определяем действительные углы делительных конусов конических колёс
, (4.19)
.
, (4.20)
.
Определяем коэффициенты смещения режущего инструмента, так как конические зубчатые передачи выполнены при условии НВ1 - НВ2 < 100 то выбираем коэффициент смещения для прямозубой шестерни xе1=0,26, для колеса xе2 = -xе1 = -0,26.
Определяем фактические геометрические размеры колёс:
внешние делительные диаметры шестерни и колеса
; (4.21)
, (4.22)
;
.
внешние диаметры вершин зубьев колёс
; (4.23)
, (4.24)
;
.
средние делительные диаметры шестерни и колеса
(4.25)
(4.26)
;
.
Определяем окружную силу в зацеплении конических колёс
, (4.27)
.
Проверяем контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев
, (4.28)
где КНa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс, КНa = 1;
КНu - коэффициент динамической нагрузки. Определяем в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи
, (4.29)
где w4 - угловая скорость вала колеса открытой передачи, рад/с.
Принимаем коэффициент динамической нагрузки п
Copyright © 2008-2014 geum.ru рубрикатор по предметам рубрикатор по типам работ пользовательское соглашение