Разработка оборудования для уплотнения балластной призмы
Дипломная работа - Транспорт, логистика
Другие дипломы по предмету Транспорт, логистика
ан на Pmax = 84,6 кВт ; Тmax = 284,4 H?м ; n = 2000 об/мин.
1 двигатель; 2 карданный вал; 3 ускоряющее зубчатое колесо; 4 дебаланс; 5 синхронизирующие зубчатые шестерни.
Рисунок 2.7 Привод виброплиты
2.3 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи внешнего зацепления
Исходные данные:
Максимальный крутящий момент на тихоходном валу Тmax I = 120,43 H?м
Частота вращения ведущего (ведомого) вала nII = 1800 об/мин
Частота вращения ведомого (ведущего) вала nI = 1467 об/мин
Материал шестерни ст 40Х У
Материал колесаст 40Х ТВ4
Передаточное отношение:
u21 = nII / nI =1800/1467 =1,22.
I тихоходный вал; 1 зубчатое колесо; II быстроходный вал; 2 шестерня.
Рисунок 2.8 Зубчатая передача внешнего зацепления
Расчёт произведён на ЭВМ (программа ДМ 1).
2.3.1 Алгоритм расчёта зубчатой передачи (силовой расчёт).
1) Определяется по контактным напряжениям межосевое расстояние aW в мм по формуле :
, (2.35)
где u передаточное число рассчитываемой передачи (u = 1,22); K1 вспомогательный численный коэффициент (K1 = 315 [2]); [?H] допускаемое контактное напряжение, МПа; Т1 крутящий момент на валу колеса, H?мм; KН? коэффициент распределения нагрузки (KН? = 1 [2]); KН? коэффициент концентрации нагрузки ( [2] ст 92) ;KНV коэффициент динамичности [2]; KНД коэффициент долговечности лимитирующего колеса [2]; ?a коэффициент ширины венца, принимается из единого ряда [2 стр. 52] (?a = 0,2 тАж0,4); KХ коэффициент, учитывающий смещение.
2) Ширина колеса в мм:
b2 = ?a? aW.(2.36)
3) Модуль зацепления m в мм из расчёта на изгиб ориентировочно определяется по формуле:
,(2.37)
где K2 численный коэффициент (для прямозубых колёс K2 = 5); KF? , KF? , KFv ,KFД коэффициенты, аналогичные KН? , KН? , KНV , KНД определяются по [2]; [?F] допускаемое изгибное напряжение лимитирующего колеса, МПа ([2] стр. 91).
4) Расчёты по формулам (2.35)тАж(2.36) составляют программу ДМ 1. Машина выдаёт на печать исходные данные и величины aW ,b2 и m в миллиметрах. Полученные данные подлежат обработке.
Значения aW и b2 выбираются из единого ряда ([2], ст 51). Допускается их округление по ГОСТ 6636 69 ([2] ст 296). Модуль округляется в большую сторону.
2.3.2 Алгоритм геометрического и проверочного расчёта зубчатой передачи
Определение чисел зубьев:
1) Суммарное число зубьев Z?:
Z? = 2?aW? cos ? / m ,(2.38)
где ? угол наклона линии зуба.
Величина Z? округляется до ближайшего целого числа.
2) Число зубьев шестерни Z1 :
Z1 = Z? / (u + 1).(2.39)
3) Число зубьев колеса Z2:
Z2 = Z? Z1.(2.40)
4) Окружная скорость колёс v, м/с:
.(2.41)
5) Уточнённое передаточное число u 21:
u 21 = Z2 /Z1.(2.42)
6) Ширина шестерни b2, мм:
b2 = 1,1 b2.(2.43)
7) Межосевое расстояние, мм:
aW = 0,5?m(Z1 + Z2) + (Х1 + X2 ?y)m ,(2.44)
где Х1 , X2 коэффициенты смещения (Х1 = X2=0 [2]); ?y коэффициент уравнительного смещения (?y = 0 [2]).
8) Угол наклона линии зуба для прямозубых колёс ? = 0.
9) Делительные диаметры d, мм:
d = m ? z / cos ?.(2.45)
10) Диаметр вершин d a, мм:
d a = d + (2 + 2x 2?y)m.(2.46)
11) Диаметр впадин d f , мм:
d f = d (2,5 2x)m.(2.47)
12) Окружная толщина зубьев по делительной окружности St, мм:
St = (?/(2cos ?) + 2x?tg?)m.(2.48)
13) Угол зацепления ?W:
,(2.49)
где ? угол профиля (? = 20?).
14) Торцевой коэффициент перекрытия ??:
.(2.50)
15) Коэффициент суммарной длины контактных линий Z?:
.(2.51)
16) Угол наклона линии зуба по основной окружности ?в:
.(2.52)
17) Коэффициенты формы сопряжённых поверхностей зубьев в полосе зацепления Zн:
.(2.53)
18) Рабочее контактное напряжение ?н, мПа:
,(2.53)
где - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопрягаемых поверхностей (= 275) [14].
19) Отклонение рабочего контактного напряжения от допускаемого ??н, %:
.(2.54)
20) Окружное усилие Ft, H:
,(2.55)
где - начальный диаметр колеса, мм.
,(2.56)
где - начальный диаметр шестерни, мм.
.(2.57)
21) Радиальное усилие Fy, H:
. (2.58)
22) Осевое усилие Fa, H:
.(2.59)
23) Коэффициент перекрытия зубьев Y? :
Y?=1.
24) Коэффициент наклона зубьев Y? :
Y?=1.
25) Рабочее изгибное напряжение зубьев шестерни ?F2, мПа:
.(2.60)
26) Рабочее изгибное напряжение колеса ?F1, мПа:
.(2.61)
27) Максимальное контактное напряжение ?н max, мПа:
.(2.62)
28) Максимальное изгибное напряжение ?F max, мПа:
.(2.63)
Значения рассчитываемых величин представлены на распечатках результатов расчёта, сделанного на ЭBM (программа ДМ-1).
2.3.3 Результаты расчёта зубчатой передачи, выданные ЭВМ
2.3.4 Анализ результатов расчёта зубчатой передачи
Геометрические параметры округляем до сотых долей миллиметра.
По допускаемым и рабочим напряжениям делаем вывод, что прочность достаточна.
Усилие в зацеплении округляем с точностью до целых.
2.4 Уточнённый расчёт валов и выбор подшипников
Данный расчёт даёт более достоверные результаты, чем ориентировочный расчёт.
В этом разделе исходными данными являются: силы, действующие на колесо шестерни, расстояния между линиями действия всех сил, диаметры колёс.
Для наглядного представления изобразим акс