Детали машин: Проектирование привода к шнековой машине для мойки деталей.

Содержание
ВВЕДЕНИЕ
1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя
1.2. Определяем передаточные числа привода и его ступеней
2. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
2.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес
2.2. Определение допускаемых контактных напряжений [?]н, Н/мм2
2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба [?]F, Н/мм2
3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
3.1. Выполнить проектный расчет редукторной пары
3.2. Проверочный расчет
4. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
4.1. Определение консольных сил
5. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
5.1. Выбор материала вала
5.2. Выбор допускаемых напряжений на кручение
5.3. Определение геометрических параметров ступеней валов
5.4. Предварительный выбор подшипников качения
6. КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА
6.1. Конструирование зубчатых колес
6.2. Выбор муфт
6.3. Смазывание. Смазочные устройства
7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ
7.1. Проверочный расчет шпонок
7.2. Проверочный расчет валов
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

Детали машин: Проектирование привода к шнековой машине для мойки деталей.

Разность средних твердостей HB1ср-НВ2ср≥70
Для шестерни твердость 45…50 HRC1, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, Dпред=125 мм; для колеса твердость 269…302 HВ2, термообработка – улучшение, Sпред=80 мм.
Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса
HRC1СР=(45+50)/2=47,5; HВ2СР=(269+302)/2=285,5. по графику находим HВ1СР=457.
2.2. Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н, Н/мм2
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]н1 и колеса [σ]н1 в следующем порядке.
1) Определить коэффициент долговечности КHL:
Для колеса
Для шестерни
циклов, циклов.
Т.к. и , то КHL1=1 и КHL2=1.
где Nно – число циклов перемены напряжения, соответствующее пределу выносливости;
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N=573ωLh – срок службы привода (ресурс), ч.
2) Определить допускаемое контактное напряжение [σ]но, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены Nно.
Для шестерни [σ]но1=14HRC1СР+170=14·47,5+170=835 Н/мм2
Для колеса [σ]но2=1,8HВ2СР+67=1,8·285,5+67=580,9 Н/мм2
В) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]н1 и колеса [σ]N2:
Н/мм2
Н/мм2
Рассчитываем на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению
Н/мм2 при этом условие
Н/мм2 соблюдается.
2.3. Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]F, Н/мм2
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [σ]F1 и [σ]F2, которые определяются в следующем порядке:
1) Коэффициент долговечности
где NFо=4·106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).
циклов циклов
Т.к. и , то КHF1=1 и КHF2=1.
2) Допускаемые напряжение изгиба [σ]FО , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFО.
Н/мм2,
Н/мм2.
3) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и [σ]F2 :
Н/мм2.
Н/мм2.
3. Расчет зубчатых передач редуктора
Расчет зубчатой закрытой передачи производится в два этапа: первый расчет – проектный, второй – проверочный. Проектный выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары.
После окончательного определения параметров зацепления выполняют проверочный расчет.
3.1. Выполнить проектный расчет редукторной пары
Определить главный параметр – межосевое расстояние аw, мм
где Ка – вспомогательный коэффициент, 49,5.
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,2…0,25 – для шестерни;
u – передаточное число редуктора или открытой передачи;
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Нм;
[σ]н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом Н/мм2;
КНβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КНβ=1.
принимаем 190 мм
Определить модуль зацепления m, мм:
где Km – вспомогательный коэффициент=6,8;
- делительный диаметр колеса, мм;
- ширина венца колеса, мм;
[σ]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса, Н/мм2.
мм;
мм;
принимаем m=14 мм.
Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:
принимаем равное 27.
Определить число зубьев шестерни:
принимаем 5.
Определить число зубьев колеса:
Определить фактическое передаточное число:
Определить фактическое межосевое расстояние:
мм.
Определить основные геометрические параметры передачи, мм.
Делительный диаметр шестерни:
Делительный диаметр колеса:
Диаметр вершин зубьев шестерни:
Диаметр вершин зубьев колеса:
Диаметр впадин зубьев шестерни:
Диаметр впадин зубьев колеса:
Ширина венца шестерни:
Ширина венца колеса:
принимаем равным 43 мм.
3.2. Проверочный расчет
Проверить межосевое расстояние:
мм.
Проверить пригодность заготовок колеса:
;
мм
мм
Проверить контактные напряжения σн, Н/мм2:
где К – вспомогательный коэффициент, К=436;
- окружная сила в зацеплении, Н;
КНα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от окружной скорости, равный 1.
КНυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.
м/с;
Н;
КНυ=1,01, КFυ=1,04.
Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2, Н/мм2:
где KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, равный 1.
KFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, равный 1.
KFυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.
YF1, YF2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса.
Yβ=1-βº/140º - коэффициент, учитывающий наклона зуба, равный 1.
.