Проектирование привода к пресс-валкам
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
Уточняем межосевое расстояние ;
= 0.5?m?(Z2 +q);
= 0.5?16?(40 +10) = 400 мм.
принимаем стандартное значение a = 400 мм.
Коэффициент смещения;
= (a/m)-0.5?( Z2 +q);
= (400/16)-0.5?(40+10) = 0,
x = 0 1.
.8 Определяем длину нарезанной части червяка
Длина нарезной части червяка b1 по ГОСТ 19650 - 74 при x = 0 и Z2 = 40 , [1 с.97];
1 = (11+0.06?Z2)?m;
b1 = (11+0.06?40)?16+40 = 254 мм.
Для модуля m>10-16 длину нарезанной части червяка увеличивают на 35-40 мм.
.9 Определяем параметры червячной передачи по ГОСТ 19650 - 74
Делительный диаметр червяка;
1 = q?m;
1 = 10?16 = 160 мм;
Делительный диаметр червячного колеса;
2 = Z2?m;
2 = 40?16 = 640 мм;
Начальный диаметр червяка;
1 = (q+2?x)?m;
1= (10+2?0)?16 = 160 мм;
Делительный угол подъема линии витка;
= Z1/q;
= 1/10 = 0.1 = 140;
Диаметр вершин витков червяка;
1 = d1+2?m;
da1 = 160+2?16 = 192 мм;
Диаметр впадин червяка;
1 = d1-2.4?m;
1 = 160-2.4?16 = 122 мм;
Диаметр вершин зубьев червячного колеса;
2 = (Z2+2+2?x)?m;
2 = (40+2+2?0)?16 = 672 мм;
Диаметр впадин червячного колеса;
2 = (Z2+2.4+2?x)?m;
2 = (40+2.4+2?0)?16 = 602 мм;
Наибольший диаметр червячного колеса;
da2+6?m/(Z1+2);
672+6?16/(1+2) = 702 мм;
Ширина венца колеса;
2 = 0.75?da1;
2 = 0.75? 192 = 144 мм;
.10 Вычисляют окружную скорость скольжения в передаче
Vs = (??d1?n1/6?104)?cos;= (3.14?160?977/6?104)?cos 140 = 7,9 м/c;
3.11 Определяют КПД передачи
? = (0.95-0.96)?tg/tg(+);
? = (0.95-0.96)?tg140/tg(140+1013) = 0.807 ,
где = 1013 - приведенный угол трения [1 с.98].
Уточняем передаваемый момент:
1 = M2/U* ? = 6962.2/40*0.807 = 200.1 H*м
.12 Определяем силы, действующие в зацеплении
В зацеплении червячной передачи возникают три силы;
окружная - P2 = Fa1 = 2?M2/d2;
P2 = Fa1 = 2?6962?103/640 = 21756 Н;
радиальная - Fr2 = Fr1 = P2?tg;
Fr2 = Fr1 = 21756?tg200 = 7920 H;
осевая - Fa2 = P1 = 2?M1/d1;
Fa2 = P1 = 2?200,1?103/160 = 2501 Н;
.13 Проверяем расчетное контактное напряжение
?H2 = 5400?(Z2 /q)?3v((Z2 /q+1)/a)3? KH?KHV? М2 ;
?H2=5400?(40/10)?3v((40/10+1)/400)3?1?1.3?6962=180 МПа ;
Расчетное контактное напряжение должно быть в пределах;
.85?[?]H2 ?H2 1.05?[?]H2 ;
,4 180 193,2
Недогрузка 2,2 % < 15 %
.14 Проверяют зубья червячного колеса на изгибную выносливость
Эквивалентное число зубьев;
= Z2?cos3;= 40?(cos 140)3 = 37 ;
При этом значение коэффициента формы зуба YF = 1.61 [1 с.100].
Расчетное изгибное напряжение;
?F = 1500?YF2? KF? ?KFV?М2?cos/(d1?d2?m);
?F = 1500?1.61?1.3?1?6962?cos 140/(160?640?16) = 13 МПа;
условие ?F < [?]F = 52 МПа выполняется.
4. Расчет открытой передачи
.1 Выбор материалов зубчатой пары
Принимаем сталь 45; термообработка улучшение:
шестерня: HB 285
колесо: HB 270.
а) Допускаемое контактное напряжение
[?]H = [?]HO*KHL/SH = 610*1/1.1 = 555 МПа
[?]HO- предел контактной выносливости
[?]HO= 2*HB+70 = 2*270+70 = 610 МПа
=1 - коэффициент долговечности
SH=1.1 - коэффициент безопасности
б) Допускаемые изгибные напряжения
[?]F = [?]FO*KFL *KFC*Ys/Sf
[?]FO1= 1.8HB = 1.8*285 = 513 Мпа
[?]FO2=1.8HB = 1.8*270 = 486 Мпа
=1 - коэффициент долговечности
KFC=1 - коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки
YS=1.035 - коэффициент градиента напряжений
SF - коэффициент безопасности
= SF* SF = 1.75*1 = 1.75
- коэффициент нестабильности
SF - коэффициент для штамповок
[?]F1 = 513*1*1*1.035/1.75 = 212 МПа
[?]F2 = 486*1*1*1.035/1.75 = 201 МПа
.2 Принимаем число зубьев шестерни
1=20, тогда число зубьев колеса Z2= Z1* U3=20*6.11=122
.3 Коэффициент формы зуба
При Z1=20 - YF1=4.09
При Z2=122 - YF2=3.6
Отношение [?]F/YF:
Шестерня [?]F1/YF1 = 212/4,09 = 51,8 Мпа
Колесо [?]F2/YF2 = 201/3,6 = 55,8 Мпа
т.к. [?]F1/YF1 < [?]F2/YF2, то расчет ведём по зубьям шестерни
.4 Модуль передачи
= 1.4 - для прямозубых передач
?bd=0.4 - коэффициент ширины колеса
KF?=1.05 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки
m = 13.4 мм
Учитывая повышенный износ открытых передач принимаем m=16 мм
4.5 Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры
1 = m*Z1 = 20*16 = 320 мм; d2 = m*Z2 = 16*122 = 1952 мм
межосевое расстояние
= (d1+d2)/2 = (1952+320)/2 = 1136 мм
диаметры выступов
1=d1+2m = 320+2*16 = 352 мм; da2=d2+2m = 1952+2*16 = 1984 мм
диаметры впадин
1=d1-2.5m = 320-2.5*16 = 280 мм; df2=d2-2.5m = 1952-2.5*16 = 1912 мм
ширина колеса b2= ?bdd1 = 0.4*320 = 128 мм
ширина шестерни
1 = b2+5 = 128+5 = 133 мм
.6 Окружная скорость
= ?dn/6*104 = 3.14*320*24/6*104 = 0.4 м/с
4.7 Силы действующие в зацеплении
окружная P2 = 2*M2/d1 = 2*6962*103/320 = 43514 Н
радиальная Fr2 = P2*tg? = 43514*tg20? = 15839 H
.8 Расчетные изгибные напряжения
?F = YFY?2000MKF?KF?KFV/bdm = 4.09*1*2000*6962*0.91*1.05*1/133*16*320 = 110 МПа < [?]F1
KF?=0.91 - при 8 степени точности
KF?=1,05
KFV=1 - для открытой передачи
Y?=1 - для прямозубых колёс
. Проектировочный расчет валов.
.1. Быстроходный вал - червяк
d = 16.4?4v Nэлр/n1?[0];
где [0] = 0.50 - допускаемый угол закручивания на 1м длины вала [1 c.104],
d = 16.4?4v 22.46?103/977?0.5 = 42.7 мм;
Чтобы ведущий вал редуктора можно было соединить с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя dдв = 60 мм [2 c.391],
принимаем диаметр выходного конца dв1 = 60 мм,
диаметр вала под уплотнением dу1 = 63 мм,
диаметр вала под подшипником dп1 = 70 мм.
5.2 Тихоходный вал
d = 16.4?4v 17.95?103/24.4?0.5 = 102 мм;
принимаем диаметр выходного конца dв3 = 105 мм,
диаметр под уплотнитель dу3 = 110 мм,
диаметр под подшипник dп3 = 120 мм,
диаметр под колесом dк3 = 130 мм.
.3 Конструктивные размеры кол