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