Разработка привода к шнеку-смесителю
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
иклов
б) Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений: []FO, H/мм2
[]FО= 1,03 • НВ1 ср = 1,03 • 285,5 = 294,1 Н/мм2
[]FО= 1,03 • НВ2 ср= 1,03 • 248,5 = 255,9 Н/мм2
в) Определяем допускаемые напряжения изгиба []F, Н/мм2
[]F= КFL[]FО= 1 • 294,1 = 294,1 Н/мм2.
[]F= КFL[]FО= 1 • 255,96 = 255,9 Н/мм2
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Таблица 2
Механические характеристики материалов зубчатой передачи.
Элемент передачиМарка сталиDпредТермообработкаНВ1 ср[]н[]FSпредНВ1 срН/мм2Шестерня колесоCт. 45 Ст. 4580 80Улучшение Улучшение285,5 248,5890 780380 335580,9 514,3294,1 255,9
. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Определяем главный параметр - межосевое расстояние аw, мм:
гдеКа = 43 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28 … 0,36;
[]н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;
КН - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КН = 1.
Принимаем аw = 80 мм.
Определяем модуль зацепления m, мм:
m
гдеКm = 5,8 - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач;
d2 = - делительный диаметр колеса, мм;
d2 = мм
b2 = - ширина венца колеса, мм;
b2 = 0,32 • 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2.
mмм;
Значение модуля m округляем до стандартного m = 1мм.
Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
= arcsin = ;
Принимаем =8о .
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Z
Где Z1 - число зубьев шестерни;
Z2 - число зубьев колеса.
Z
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, Z= 158
Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
Z1 = =
Значение Z1 округляем до ближайшего целого наименьшего числа; Z1 = 31
Z2 = Z =158-31=127
Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного u:
uф = =
u=
u = , что удовлетворяет требованию.
Определяем фактическое межосевое расстояние:
мм
Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:
Определяем основные геометрические параметры шестерни, мм:
а) делительный диаметр:
мм;
б) диаметр вершин зубьев:
мм;
в) диаметр впадин зубьев:
мм;
г) ширина венца: b1= b2 + (2…4) мм;
мм.
Определяем основные геометрические параметры колеса, мм:
а) делительный диаметр:
мм;
б) диаметр вершин зубьев:
мм;
в) диаметр впадин зубьев:
мм;
г) ширина венца: b2 == 0,32 • 80 = 25,6 мм; Примем b2 = 25 мм.
. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проверяем межосевое расстояние:
aw = = ;Принимаем аw = 80 мм.
Проверяем пригодность заготовок колес:
Условие пригодности заготовок колес:
Dзаг
гдеи - предельные значения.
Диаметр заготовки шестерни:
Dзаг = da+ 6 мм = 33,4+ 6 = 39,4 мм.
Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:
Sзаг = b+ 4 мм = 25+ 4 =29 мм;
Dзаг = 39,4;
Условие пригодности заготовок колес соблюдается
Проверяем контактные напряжения Н/мм2:
гдеК - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376.
Ft - окружная сила в зацеплении, H:
Ft= = Н.
Кн? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Определяется по графику в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи. Степень точности равна 8 [1,с. 64, табл. 4.2].
Определяем окружную скорость колес , м/с:
== м/c
По полученным данным Кн? =1,06 [1,с. 66, рис.4.2];
Кн? - коэффициент динамической нагрузки; Кн? = 1,03 [1,с.64, табл. 4.3].
? коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1
Н/мм2
Определяем фактическую недогрузку или перегрузку передачи:
= ;=
Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм2:
= YF2 Y
где YF2 - коэффициент формы зуба колеса; определяем по таблице в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса при Принимаем YF2 = 3,6 [1, стр.67, табл. 4.4];
Y ? коэффициент, учитывающий наклон зуба: Y= 1 ? = 1 - 90/1400 = 0,936;
КF? коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач КF= 1 [1, стр.66, п. 14 (б)];
КF? коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; для прирабатывающихся зубьев КF=1;
КF? коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи; принимаем КF= 1,07 [1, стр. 64, табл. 4.3].
Н/мм2, что удовлетворяет:
где YF1 - коэффициент формы зуба шестерни при
принимаем YF1 = 3,78 [1,стр. 67, табл. 4.4];
Н/мм2.
Определяем фактическую недогрузку или перегрузку шестерни
.
4.7 Определяем фактическую недогрузку или перегрузку колеса
.
Таблица 3
Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Проектный расчетПараметрЗначениеПараметрЗначениеМежосевое расстояние 80 ммУгол наклона зубьев ?9оМодуль зацепления m1 ммДиаметр делительной окружности: шестерни d1 к