Проект привода шнека
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
зубьев по условию:
, (5.30)
где К - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376;
- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями. Для косозубых колёс коэффициент определяется в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи, принимаем ;
Кнu - коэффициент, учитывающий динамические нагрузки, возникающие в зацеплении, принимаем Кнu = 1,03.
Определяем процент недогрузки
, (5.31)
Условие по недогрузке выполняется, следовательно, раiёты оставляем без изменений.
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб
, (5.32)
, (5.33)
где КFa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс, для косозубых колёс КFa = 0,91;
КFu - коэффициент динамической нагрузки. Определяем в зависимости от окружной скорости колёс и степени точности передачи КFu =1,09;
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
; (5.34)
, (5.35)
;
.
По этим значениям выбираем коэффициенты формы зуба, которые составят UF1 = 3,84, UF2 = 3,60.
Yb - коэффициент, учитывающий наклон зуба, определяемый по формуле
, (5.36)
МПа [ s ]F2 = 199 МПа.
МПа 256 МПа.
Условия выполняются.
.4.2 Раiёт косозубой тихоходной передачи
Определяем межосевое расстояние по формуле (5.9)
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего стандартного значения аw = 220 мм.
Определяем предварительные размеры колеса: делительный диаметр по формуле (5.10) и ширину венца по формуле (5.11)
Полученное значение округляем до стандартного b2 = 50 мм.
Определяем значение модуля зацепления m по формуле (5.12)
.
Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного при НВ < 350, принимаем m = 3 мм.
Определяем минимальный угол наклона зубьев по формуле (5.13)
.
Определяем суммарное число зубьев и зубьев шестерни и колеса по формулам (5.14) - (5.16)
.
Полученное значение округляем до ближайшего целого числа Z1 = 35. Условие уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев выполняется.
.
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного по формулам (5.17) и (5.18) соответственно
.
Условие нормы отклонения выполняется.
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев по формуле (5.19)
Проверяем значение межосевого расстояния по формуле (5.20)
,
Определяем основные геометрические размеры передачи по формулам (5.21) - (5.27)
делительные диаметры
диаметры окружностей вершин зубьев
диаметры впадин зубьев
ширина венца шестерни
Принимаем по стандартному ряду b1 = 74 мм.
Определяем окружную силу в зацеплении по формуле (5.28)
Определяем окружную скорость зубчатых колёс по формуле (5.29)
По рекомендациям принимаем 9-юстепень точности изготовления цилиндрической косозубой передачи.
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев по условию (5.30)
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб по формулам (5.32) и (5.33)
Определяем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса
;
.
По этим значениям выбираем коэффициенты формы зуба, которые составят UF1 = 3,80, UF2 = 3,60.
МПа < [ s ]F2 = 199 МПа.
МПа 256 МПа.
Условия выполняются.
Данные раiета зубчатых передач редуктора сводим в таблицу 5.1.
Таблица 5.1 - Результаты раiёта зубчатых передач
ПараметрыБыстроходная передачаТихоходная передачаДопускаемоеконтактное напряжение [sН],МПа414,4напряжение на изгиб [sF], МПа199Межосевое расстояние а, мм160220Модуль зацепления m1,53Угол наклона зубьев ?604`8064`Ширина зубчатого венцашестерни b1, мм5674колеса b2, мм5370Число зубьевшестерни z1, мм4235колеса z2, мм170110Диаметр делительной окружностишестерни d1, мм63,6106,2колеса d2, мм257,5334Диаметр окружности вершиншестерни da1, мм66,6116,2колеса da2, мм260,5340Диаметр окружности впадиншестерни df1, мм6099колеса df2, мм253,9326,8
6. Проектный раiёт валов. Эскизная компоновка редуктора
.1 Проектный раiёт валов [4]
Проектный (приближённый) раiёт валов выполняют на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению [?] без учёта влияния изгиба.
Минимальный диаметр определяется по формуле
, (6.1)
где Т - крутящий момент на расiитываемом валу, равный вращающему моменту, Н мм;
[?] - допускаемое напряжение, принимаем для выходного конца вала из углеродистой стали [?] = 10тАж20 МПа, причем меньшие значения принимают для быстроходных валов, большие - для тихоходных.
.1.1 Быстроходный вал
Схема быстроходного вала с основными размерами представлении на рисунке 6.1.
Рисунок 6.1 - Быстроходный вал
Определяем диаметр выходного конца вала
.
Округляем диаметр вала до ближайшего стандартного значения из ряда диаметров, с учётом того, что вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя диаметром dдв = 38 мм, вследствие чего согласовывая диаметры принимаем d1 = 34 мм.
Определяем ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: диаметр d и длину l.
Длину первой ступени под полумуфту оп
Copyright © 2008-2014 geum.ru рубрикатор по предметам рубрикатор по типам работ пользовательское соглашение