Проект привода шнека
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
ри 9-ой степени точности изготовления КНu = 1,05.
.
Определяем процент недогрузки
, (4.30)
.
Условие выполняется, следовательно, параметры передачи не меняем.
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб
, (4.31)
, (4.32)
где КFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колёс, КFa = 1;
КFu - коэффициент динамической нагрузки. Определяем в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи КFu =1,13;
YF1 и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса соответственно. Определяем интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса.
Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса по формулам
; (4.33)
, (4.34)
;
.
По этим значениям выбираем коэффициенты формы зуба UF1 = 3,55, UF2 = 3,63.
.
.
Условия выполняются.
5. Раiёт зубчатых передач редуктора [4]
5.1Выбор материала зубчатой передачи
Для изготовления зубчатых колёс редуктора выбираем сталь 45, термообработка - улучшение. Принимаем пределы твёрдостей для шестерни НВ 269тАж302, для колеса НВ 235тАж262.
Тогда средняя твёрдость поверхности шестерни
;
поверхности колеса
.
.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса по формулам
; (5.1)
, (5.2)
где КНд - коэффициент долговечности для улучшенных 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.
(5.3)
(5.4)
Цилиндрические зубчатые передачи с непрямыми зубьями при НВ1ср - НВ2ср = 20тАж60 расiитывают по меньшему значению, то есть по значению колеса, следовательно допускаемое контактное напряжение [s]Н = 414,4 Н/мм2.
.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса
, (5.5)
, (5.6)
где КFд - коэффициент долговечности для зубьев колеса, принимаем при твёрдости зубьев шестерни и колеса НВ < 350 КFд = 1;
и - допускаемое напряжение изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса.
(5.7)
(5.8)
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни в нашем случае составит [s]F1 = 256 Н/мм2, а допускаемое напряжение изгиба для колеса составит [s]F2 = 199 Н/мм2.
.4 Определение основных параметров цилиндрических передач
.4.1 Быстроходная косозубая передача
Определяем главный параметр - межосевое расстояние исходя из условия сопротивления контактной усталости рабочих поверхностей зубьев, по формуле
, (5.9)
где Ка - вспомогательный коэффициент. Для косозубой передачи Ка = 43;- передаточное число ступени зубчатой передачи;
- вращающий момент передачи на валу колеса, Н тАв м;
[sн] - допускаемое контактное напряжение по материалу колеса передачи;
КНb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КНb = 1;
yа - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,315 тАж 0,4, принимаем yа = 0,315.
Следовательно,
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего стандартного значения аw = 100 мм.
Определяем предварительные размеры колеса: делительный диаметр и ширину венца
(5.10)
(5.11)
Полученное значение округляем до стандартного b2 = 53 мм.
Определяем значение модуля зацепления m, мм
(5.12)
где Кm - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Кm = 6,8
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, тогда
.
Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного при НВ < 350.
Определяем угол наклона зубьев по формуле
, (5.13)
.
Принимаем , так как меньше нельзя.
Определяем суммарное число зубьев и зубьев шестерни и колеса:
, (5.14)
Определяем число зубьев шестерни и колеса
, (5.15)
.
Полученное значение округляем до ближайшего целого числа Z1 = 42. Условие уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев выполняется.
, (5.16)
.
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного
, (5.17)
.
(5.18)
Условие нормы отклонения выполняется.
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев по формуле
, (5.19)
.
Проверяем значение межосевого расстояния
, (5.20)
Определяем основные геометрические размеры передачи
делительные диаметры
, (5.21)
, (5.22)
диаметры окружностей вершин зубьев
(5.23)
, (5.24)
диаметры впадин зубьев
(5.25)
, (5.26)
ширина венца шестерни
(5.27)
Принимаем по стандартному ряду b1 = 56 мм.
Определяем окружную силу в зацеплении
, (5.28)
Определяем окружную скорость зубчатых колёс по формуле
, (5.29)
Принимаем 8-юстепень точности изготовления цилиндрической косозубой передачи.
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей
Copyright © 2008-2014 geum.ru рубрикатор по предметам рубрикатор по типам работ пользовательское соглашение