Проектирование привода смесителя (крутящий момент на выходном валу привода - 4000 Н×м)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

результат получился меньше единицы, то принимаем KHL = 1;

Для колеса:

так как результат получился меньше единицы, то принимаем KHL = 1.

Расчетаем допускаемые контактные напряжения [sH]:

Для шестерни:

Для колеса:

4.2.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба найдем по формуле

Для шестерни:

Для колеса:

 – коэффициент долговечности,

где NFO – базовое число циклов (для всех сталей  NFO = 4×106 ),

      NFЕ – эквивалентное число циклов (NFЕ = NНЕ ).

 


Для шестерни:NFE =98,3 × 106

Для колеса:NFE =35,11 × 106

Рассчитаем коэффициент долговечности KFL:

Для шестерни:

так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 1;

Для колеса:

так как результат получился меньше единицы, то принимаем КFL = 1;

Расчетаем допускаемые напряжения изгиба [sF]:

Для шестерни:

Для колеса:

 


5. Расчет геометрических параметров передач

5.1 Первая цилиндрическая прямозубая передача (Быстроходная ступень)

рис.5 Кинематическая схема цилиндрической передачи

Принимаем значения коэффициентов: 

yba= 0,25 – ширины венца (для быстроходной ступени);

KHb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KHV =1,05 – динамической нагрузки.

Межосевое расстояние, аwБ найдем по формуле:

Принимаем по стандарту,  аwБ = 315 мм.

Нормальный модуль 

mnБ= (0,01…0,02)× аwБ= (0,01…0,02)× 315 = 3,15…6,3 мм.

По стандарту принимаем mnБ = 3,5 мм.

Число зубьев

суммарное   

шестерни:    

колеса:         

 


Основные размеры шестерни и колеса

диаметр шестерни                                d1 = z1× mnБ = 36 × 3,5 = 126  мм;

диаметр колеса                                     d2 = z2× mnБ = 144 × 3,5 = 504 мм;

диаметр выступов шестерни:              da1 = d1 + 2 × mnБ =126 + 2 × 3,5 = 133мм;

диаметр выступов колеса:                   da2 = d2 + 2 × mnБ = 504 + 2 × 3,5 = 511мм;

диаметр впадин шестерни:                  df1 = d1 – 2,5 × mnБ =126 – 2,5 × 3,5 = 117,25мм;

диаметр впадин колеса:                       df2 = d2 - 2,5 × mnБ = 504 - 2,5 × 3,5 = 495,25мм.

ширина колеса:                                      b2= yba× аwБ= 0,25 × 315 = 78,75 мм;

ширина шестерни:                                 b1= b2+5 =70 + 5 = 83,75мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:         

Окружная скорость колес быстроходной ступени:   

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Проверим параметры передачи по контактным напряжениям:

Принимаем значения коэффициентов: 

KHb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KHV =1,05 – динамической нагрузки.

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения не превышают допустимые.

Проверим параметры передачи по напряжениям изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YF = 3,80 (при z1 =36) – для шестерни;

YF = 3,60 (при z2 =144) – для колеса.

Расчет выполняем по тому из колёс пары, у которого меньше :

Найденное отношение меньшее для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.

 


Окружное усилие: 

2 – вращающий момент на валу шестерни);

Принимаем значения коэффициентов: 

KFb =1,38 - коэффициент концентрации;

KFV =1,25 – коэффициент динамичности;

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения изгиба не превышают допускаемые.

5.2 Вторая цилиндрическая прямозубая передача (Тихоходная  ступень)

Принимаем значения коэффициентов: 

yba= 0,4 – ширины венца (для тихоходной ступени);

KHb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KHV =1,05 – динамической нагрузки.

Межосевое расстояние, аwБ найдем по формуле:

Принимаем по стандарту,  аwТ = 355 мм.

Нормальный модуль 

mnТ= (0,01…0,02)× аwБ= (0,01…0,02)× 355 = 3,55…7,1 мм.

По стандарту принимаем mnТ = 5мм.

Число зубьев

суммарное  

шестерни:   

колеса:        

 


Основные размеры шестерни и колеса

диаметр шестерни                                d3 = z3× mnТ = 37 × 5 = 185  мм;

диаметр колеса                                     d4 = z4× mnТ = 105 × 5 = 525 мм;

диаметр выступов шестерни:              da3 = d3 + 2 × mnТ =185 + 2 × 5 = 195 мм;

диаметр выступов колеса:                   da4 = d4 + 2 × mnТ = 525 + 2 × 5 = 535 мм;

диаметр впадин шестерни:                  df3 = d3 – 2,5 × mnТ =185 – 2,5 × 5 = 172,5 мм;

диаметр впадин колеса:                       df4 = d4 - 2,5 × mnТ = 525 -  2,5 × 5 = 512,5 мм.

ширина колеса:                                      b4= yba× аwБ= 0,4 × 355 = 142 мм;

ширина шестерни:                                 b3= b4+ 10 =142 + 10 = 152мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:        

Окружная скорость колес тихоходной ступени:  

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Проверим параметры передачи по контактным напряжениям:

Принимаем значения коэффициентов: 

KHb =1,06 – неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

KHV =1,05 – динамической нагрузки.

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения не превышают допустимые.

Проверим параметры передачи по напряжениям изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YF = 3,80 (при z3 =37) – для шестерни;

YF = 3,60 (при z4 =105) – для колеса.

Расчет выполняем по тому из колёс пары, у которого меньше :

Найденное отношение меньшее для шестерни. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев шестерни.

 


Окружное усилие: 

                                                     (Т3 – вращающий момент на валу шестерни);

Принимаем значения коэффициентов: 

KFb =1,38 - коэффициент концентрации;

KFV =1,25 – коэффициент динамичности;

Подставив все известные значения, получим:

- условие выполняется.

Расчетные напряжения изгиба не превышают допускаемые.


6. Проектный  расчет валов

Быстроходный вал

Рассчитаем допускаемые напряжения кручения:

где      n = 1,5 - коэффициент запаса прочности;

            k = 1,5 - коэффициент концентрации напряжения;

            s-1= 0,43 · sb  = 0,43 × 645 = 277,35 МПа – предел выносливости стали при симметричном   

            цикле изгиба;

            σb=645 МПа –  предел прочности для стали 55.

Приближенно оцениваем минимальный диаметр вала при [τ] = 71,49 МПа:

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения минимальный диаметр d = 32 мм;

Длина выходного конца вала l = 1,5 × d = 1,5 ×32 = 48мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный dп = 45 мм;

Диаметр под ведущей шестерней dk1 = 50мм;

Диаметр буртика: dБ = dп + 10 = 45 + 10 = 55мм.

Промежуточный вал

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр вала под шестерней.

Приближенно оцениваем диаметр вала при [τ] = 71,49 МПа:

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения диаметр под шестерней, dк3 = 55 мм;

Диаметр вала под зубчатое колесо принимаем dk2 = 55мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный dп = 50 мм.

Диаметр буртика: dБ = dп + 10 = 50 + 10 = 60мм.

Тихоходный  вал

Приближенно оцениваем диаметр вала при [τ] = 71,49 МПа:

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения минимальный диаметр d = 70 мм;

Длина выходного конца вала l = 1,5 × d = 1,5 ×70 = 105мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Расчетно-графические работы
Размер файла:
533 Kb
Скачали:
0