|
вал шестерня. записка. Привод подвесного конвейера
Конструирование зубчатого колеса. Форма зубчатого колеса может быть плоской или с выступающей ступицей. Длину lст колеса желательно принимать равной или больше ширины зубчатого венца (lст≥ b2). Принятую длину ступицы рассчитывают по формуле:
Принимаем lст=45 мм.
Диаметр dст назначают в зависимости от материала ступицы: для стали:
Толщина диска принимаем
Толщина обода принимаем
Диаметр обода
Диаметр центров отверстий
Диаметр отверстий
Фаски
5. Расчёт открытой конической передачи Исходные данные:
1. Мощность на ведущем валу P1=1.46 кВт.
2. Частота вращения ведущего вала n1=190 об/мин.
3. Передаточное число u = 4.5.
4. Долговечность передачи 25000 часов.
5.1 Выбор материала зубчатых колес, вида их термической обработки. Материалы и термическая обработка зубчатых колес:
шестерня - сталь 45, улучшение, НВ1 = 192…240, для расчета НВ1 = 220;
колесо - сталь 45, нормализация HB2=170…217, для расчета HB2=210.
5.2 Механические характеристики материала.
шестерня: предел прочности - в1=750 МПа,
предел текучести - т1=450 МПа;
колесо: предел прочности - в2=600 МПа,
предел текучести - т2=340 МПа. 5.3 Определение допускаемых напряжений Допускаемые напряжения изгиба шестерни (МПа) вычисляют по формуле:
,
где МПа;
;
;
.
МПа.
Допускаемые напряжения изгиба колеса (МПа) вычисляют по формуле:
,
где МПа ;
;
;
.
МПа.
Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках.
Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев шестерни при перегрузках (МПа) вычисляют по формуле
,
где ;
=2 ;
МПа.
Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев колеса при перегрузках (МПа) вычисляют по формуле:
,
где ;
=2 ;
МПа. 5.4 Проектный расчет Угловая скорость ведущего вала , ( )
Угловая скорость ведущего вала определялась ранее и равна
. Вращающие моменты на валах
Вращающий момент на ведущем валу (Нм) равен
Нм.
Вращающий момент на ведомом валу (Нм) равен
Нм.
Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни принимаем равным = 18;
Число зубьев колеса вычисляют по формуле
;
.
Действительное передаточное число вычисляется по формуле
;
.
Угол делительного конуса шестерни и колеса
Угол делительного конуса шестерни и колеса вычисляется по формулам
;
;
;
.
Приведенные числа зубьев шестерни и колеса
Приведенные числа зубьев шестерни и колеса вычисляются по формулам
;
;
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба
Коэффициент, учитывающий форму зуба, равен
- для шестерни
;
- для колеса
.
Коэффициент ширины венца зуба конической шестерни относительно диаметра
Коэффициент ширины венца зуба конической шестерни относительно диаметра принимается по таблице - = 0,4.
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб
Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб определяется по зависимости
,
где =1,1.
.
Ориентировочное значение внешнего торцевого модуля (мм)
Ориентировочное значение внешнего торцевого модуля (мм) вычисляют по формуле
,
где = 14;
= 0,85.
мм.
Полученное значение модуля округляем до большего значения из стандартного ряда - = 4 мм. Внешнее конусное расстояние , мм
Внешнее конусное расстояние определяется по формуле
;
мм.
Ширина венца зубчатых колес b, мм
Ширина венца зубчатых колес определяется по формуле
;
мм.
Величина b округляется до стандартного значения по таблице , b =48 мм.
Среднее конусное расстояние , мм
Среднее конусное расстояние определяется по формуле (17)
;
мм.
Внешние диаметры колес, мм
- делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам
;
мм;
;
мм;
- диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса вычисляются по формулам
;
мм;
;
мм;
- диаметры окружностей впадин шестерни зубьев шестерни и колеса вычисляются по формулам
мм;
;
мм.
Параметры колес в среднем сечении, мм
- средний модуль вычисляется по формуле
;
мм;
- средние делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам
;
мм;
;
мм.
Определение окружной скорости и назначение степени точности передачи
Окружная скорость вычисляется по формуле
;
м/c.
По таблице принимаем 9-ю степень точности.
5.5 Проверочный расчет Проверочный расчет на выносливость зубьев при изгибе проводится по тому из колес пары, для которого меньше отношение .
Для шестерни ;
Для колеса .
Дальнейший расчет ведем для шестерни.
Напряжение изгиба (МПа) по формуле
,
где Н;
;
Получим
.
Т.к. условие выполняется, передача работоспособна.
5.6 Усилия в зацеплении.
Для последующих расчетов по оценке работоспособности валов и подшипников определяют силы, возникающие в зацеплении при передаче вращающего момента и действующие на шестерню и колесо:
окружная сила , Н:
Н,
радиальная и осевая силы , Н:
Н,
Н, где:
- угол зацепления.
Проверочный расчёт шпоночных соединений
Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.
Выберем и проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом. Диаметр вала под посадку колеса равен 48 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами: bxhxt1=14х9х5.5 и l=40 мм
Условие прочности:
Т – крутящий момент, передаваемый валом;
- площадь смятия;
-рабочая длина шпонки;
l- полная длина шпонки;
b,h.t- стандартные размеры.
;
;
условие прочности выполняется.
Проверим шпонку на конце быстроходного вала под полумуфтой. Диаметр вала под посадку полумуфты равен 20 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:
bxhxt1=6х6х3.5 и l= 25мм
Условие прочности:
Т – крутящий момент, передаваемый валом;
- площадь смятия;
-рабочая длина шпонки;
l- полная длина шпонки;
b,h.t- стандартные размеры.
;
;
условие прочности выполняется.
Проверим шпонку на конце тихоходного вала под шестерней открытой конической зубчатой передачи. Диаметр вала под посадку шестерни равен 30 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:
bxhxt1=8х7х4 и l=40 мм
Условие прочности:
Т – крутящий момент, передаваемый валом;
- площадь смятия;
-рабочая длина шпонки;
l- полная длина шпонки;
b,h.t- стандартные размеры.
;
;
условие прочности выполняется.
|
|
|