Машиностроение \ Детали машин

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 · sb  = 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 dш1 =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.

Скачать файл