Проектирование привода шнекового питателя (мощность на валу шнека - 2 кВт), страница 5

диаметр впадин колеса:   df4 = d4 - 2,5  mnТ = 242.5 -  2,5  2.5 = 236.25 мм.

ширина колеса:b4= yba× аБ  = 0,25  160 = 40 мм;

ширина шестерни:b3= b4+ 10 =40 + 10 = 50мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:        

Окружная скорость колес тихоходной ступени:  

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

5.10 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.

5.11 Проверим параметры передачи по напряжениям изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму зуба:

YF = 3,7 (при z3 =31) – для шестерни;

YF = 3,61 (при z4 =97) – для колеса.

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

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

Окружное усилие

 (Т4 – вращающий момент на валу колеса);

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.

  Для уменьшения габаритов при сохранении высоких механических характеристик, в качестве материала для валов примем Cталь 45, нормализованную.

6.1 Быстроходный вал

                    Рассчитаем допускаемые напряжения кручения:   

                             

где      n = 1,5 - коэффициент запаса прочности;

k = 1,5 - коэффициент концентрации напряжения;

s-1= 0,43 · s= 0,43 × 780 = 335,4МПа – предел выносливости стали при симметричном   

            цикле изгиба;

σb=780 МПа –  предел прочности для стали45.

               Приближенно оцениваем минимальный диаметр вала при [τ] = 86,46МПа:

                                     

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения минимальный диаметр d = 16мм;

Длина выходного конца вала l = 1,6 × d = 1,6 ×16= 25,6мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный dп = 21 мм;

Диаметр под ведущей шестерней 1 =26 мм;

Диаметр буртика: dБ = 31 мм.

 6.2 Промежуточный вал.

Приближенно оцениваем средний диаметр вала при [τ]=86,46МПа

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения минимальный диаметр вала,

d = 24 мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный dп =30мм;

Диаметр вала под зубчатое колесо принимаем dk2 = 35 мм;

Диаметр вала под шестеренчатое колесо принимаем dk3 = 35 мм;

Диаметр буртика: dБ =40 мм.

6.3 Тихоходный  вал.

Приближенно оцениваем минимальный диаметр вала при [τ] = 86,46 МПа:

По ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения минимальный диаметр d = 30 мм;

Длина выходного конца вала l = 1,6  d = 1,6 30 = 48 мм;

Значение диаметра под подшипник принимаем равный dп = 35 мм;

Диаметр под колесо dk4 = 40 мм;

Диаметр буртика: dБ = 45 мм.


Список использованной литературы.

1.  “Детали машин” Методические указания к курсовому проекту. А.И. Смелягин НГТУ ’87г.

2.   

3.  “Детали машин” М.Н. Иванов, Москва, Высшая школа, ‘91г.

4.  “Конструирование узлов и деталей машин” П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, Москва, Высшая

        школа, ‘85г.

5.  “Курсовое проектирование деталей машин” С.А. Чернавский, Москва, Машиностроение, ‘80г.

6.  “Проектирование механических передач” С.А, Чернавский, Москва, Машиностроение, ‘84г.