Проектирование привода общего назначения

Дипломная работа - Разное

Другие дипломы по предмету Разное



ное число Uр, условия работы передачи.

Для кинематической схемы данные для раiета зубчатой передачи принимаются из таблицы. Величины для колеса соответствуют величинам .

.2 Определение материала и вида термообработки шестерни и колеса

Определяем материал и вид термообработки для шестерни и колеса и твердости по НВ.

В данной работе можно предварительно выбрать материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 ГОСТ 1050-92, термообработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45 ГОСТ 1050-92, термообработка - улучшение, твердость - НВ 200.

.3 Ожидаемая окружная скорость, м/с:

, (2.1)

м/с.

.4 Определение межосевого расстояния

,

где [sH] - допускаемое контактное напряжение для колеса,

[sH]2 = =391.6 МПа

где предел контактной выносливости

коэффициент долговечности, для редуктора с длительной эксплуатацией = 1;

коэффициент безопасности. Для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке1,1-1,2;

K - безразмерный коэффициент, учитывающий особенности конструкции зубчатых колес. Для косозубой передачи К=270;

yа - коэффициент ширины зубчатого венца колеса в зависимости от межосевого расстояния; Для кривозубых колес рекомендуется первоначально принимать yа =0,4;

- коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий расположение колес относительно опор .Чтобы определить , необходимо найти величину ybd. Согласно:

ybd=0,5ybа(u+1),

Определенное значение а? округляется до ближайшего значения из стандартного ряда

Принимаем а=180

.5 Определение модуля зацепления

,

.

Стандартное значение модуля выбирается из ряда значений (ГОСТ 9563-60). Принимаем .

.6 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

,

.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

,

Число зубьев округляется до целого числа .

Число зубьев колеса:

Z2=ZS - Z1 = 117-19=98

.8 Уточнение Uр

Uрф = ,

Расхождение с принятым не превышает 5%.

2.9 Уточнение межосевого расстояния

Для прямозубых и шевронных колес со стандартным окружным модулем

,

2.10 Определение геометрических размеров зубчатой передачи

Делительные диаметры:

d1 = mZ1/cos? = 58,46 (мм)

d2 = mZ2/cos? = 301,53 (мм)

Диаметры вершин зубьев:

da1 = d1+2m = 58,46 +6 = 64,5 (мм)

da2 = d2+2m = 301,53 + 6 = 307,5 (мм)

Диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 - 2,5m = 58,46 - 7,5 = 51 (мм)

df2 = d2 - 2,5m = 301,53 - 7,5 = 294 (мм)

Ширина колеса

b2 = yаa = 0,4?180=72 (мм)

Ширина шестерни

b1 = b2+(3тАж5)

b1 = 72+(3тАж5)=75 (мм).

Рис. 3 Зубчатое зацепление

2.11 Проведение проверочного раiёта передачи на контактную прочность

Условие прочности

.12 Определение окружной скорости

(м/с)

.13 Раiёт зубьев на выносливость при изгибе

[sF] - допускаемое напряжение на изгиб. Для стали 45 улучшенной . Здесь SF - коэффициент безопасности; SF = SF SF. Для раiетов в данной работе рекомендуется принимать коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес SF=1,75. Коэффициент SF учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок SF= 1.

Отсюда допускаемые напряжения:

для шестерни МПа,

для колеса

МПа.

YF - коэффициент формы зуба.

Находится отношение :

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Дальнейший раiет ведется для зубьев колеса, для которого найдено меньшее отношение.

Проверяется прочность зуба колеса по формуле

МПа<МПа.

Условие прочности выполнено.

2.14 Определение усилия в зацеплении

Окружная сила

,

Радиальная сила

/cos?=2528,2?tg20/cos11=933,5 (Н)

где a= 20 ? угол зацепления;

Осевая сила Fa = Fttg? = 574 (Н)

Рис.4 Схема сил в зацеплении

3. Раiет цепной передачи

Для раiета цепной передачи рекомендуется выбрать приводную роликовую цепь типа ПР. Основные данные для раiета цепи: передаваемая мощность или вращающий момент на ведущей звездочке Т, передаточное число и условия работы передачи.

.1 Определение числа зубьев звездочек

Число зубьев ведущей звездочки:

Рекомендуется округлять числа зубьев звездочек до нечетных чисел, что в сочетании iетным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров.

Принимаем

Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1UП = 21?3,9 = 81,9

Число зубьев не должно превышать 120 для предотвращения соскакивания цепи.

Принимаем z2=81

.2 Определение фактического передаточного числа

Uф = z2/ z1=81/21=3,85

Отклонение принятого передаточного числа и фактического не превышает 5 %, что допустимо.

.3 Определение раiетного коэффициента нагрузки (эксплуатации):

k = kд kс kq kрег kр,

kд - коэффициент динамичности нагрузки; для равномерной нагрузки kд =1,2;

kс - коэффициент способа смазки, при периодической смазке kс = 1,5;

kq - коэффициент наклона передачи, при угле наклона линии центров передачи к горизонту менее 60 градусов kq = 1;

kрег - коэффициент регулировки межосевого расстояния, при регулировке подвижными опорами kрег = 1;

kр - коэффициент режима работы; kр = 1,25 для работы в две

Copyright © 2008-2014 studsell.com   рубрикатор по предметам  рубрикатор по типам работ  пользовательское соглашение