125878 (Проектирование привода общего назначения), страница 2
Описание файла
Документ из архива "Проектирование привода общего назначения", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "остальное", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "125878"
Текст 2 страницы из документа "125878"
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию в соответствии с рекомендациями на с.36 [1].
Межосевое расстояние определяем из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (2.3):
(2.3)
где - коэффициент для косозубых колес в соответствии с рекомендациями на с.32 [1],
=43
- передаточное число редуктора, =3,15;
- вращающий момент на ведомом валу, =1019,53 Н/мм
- расчетное допускаемое напряжение, =410МПа
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,
=0,4;
- коэффициент в случае несимметричного расположения колес = 1,25.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 250мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
принимаем по ГОСТ 9563-60 mn =3,0 мм.
Примем предварительный угол наклона зубьев и определим число зубьев шестерни по формуле (2.4):
(2.4)
Принимаем = 39. Определим число зубьев колеса по формуле (2.5):
(2,5)
принимаем =123.
Уточним значение угла наклона зубьев по формуле (2.6):
(2.6)
= 13°36'
Определим основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные по формулам (2.7), (2.8):
(2.7)
(2.8)
где - нормальный модуль зацепления, тп=3,0мм;
- угол наклона зубьев, = 13°36";
- число зубьев шестерни, =39;
- число зубьев колеса, =123.
Проверка:
диаметры вершин зубьев определим по формулам (2.9), (2.10):
(2.9)
(2.10)
диаметры впадин определим по формулам (2.11), (2.12):
(2.11)
(2.12)
ширину колеса по формуле (2.13):
(2.13)
где - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,
=0.4
aw - межосевое расстояние, aw =250мм
принимаем = 100 мм;
ширина шестерни: мм
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру по формуле (2,14):
(2.14)
Окружную скорость колёс и степень точности передачи определим по формуле (2.15):
(2.15)
где - угловая скорость ведущего вала редуктора, = 38,25рад/с;
- делительный диаметр ведущего вала, = 120,37мм.
При такой скорости колёс следует принять 8 степень точности передачи.
Коэффициент нагрузки определим по формуле (2.16):
(2.16
где - коэффициент, в соответствии с данными в таблице 3.5. [1] при 0,87, твердости HB 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи
- коэффициент в соответствии с таблицей 3.4. [1] при v=2,3м/c и 8 степени точности
KHv - коэффициент в соответствии с таблицей 3.6 [1] для косозубых колёс при
имеем KHv = 1,0
Проведем проверку контактных напряжений по формуле (2.17):
410МПа (2,17)
где aw - межосевое расстояние, aw =250мм;
- вращающий момент на ведомом валу, =1019,53 ;
- коэффициент нагрузки, =1,18;
иред - передаточное число редуктора, иред =3,15;
- ширина зубчатого колеса, =100мм;
Условие прочности выполнено.
Определим силы, действующие в зацеплении: окружную силу определим по формуле (2.18):
(2.18)
где - вращающий момент на ведомом валу, ;
- делительный диаметр колеса, =385,63мм. радиальную по формуле (2. 19):
(2. 19)
где - тангенс угла зацепления, tg=0,36
cos - косинус угла наклона зубьев, cos =0,972.
осевую по формуле (2. 20):
(2. 20)
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (2.21):
(2.21)
где - коэффициент нагрузки, равный . По таблице 3.7 [1] при =0,87,
HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор по таблице 3.8 [1] =1,1. Таким образом, коэффициент нагрузки равен:
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа
зубьев :
у шестерни
у колеса
в соответствии таблицей на с.42 [1] коэффициент, учитывающий форму зуба равен:
=3,70 и =3,60
Допускаемое напряжение по формуле (2.22):
(2.22)
где - предел выносливости при отнулевом цикле в соответствии с таблицей 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твёрдости HB 350 =1,8НВ:
для шестерни ;
для колеса
- коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями на с.42 [1] равен:
Допускаемые напряжения:
для шестерни ;
для колеса .
Находим отношения:
для шестерни:
для колеса:
Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, у которого найденное отношение меньше. Определим коэффициент компенсации погрешности Y^ и коэффициент неравномерности
распределения нагрузки между зубьями .
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1,5 и 8 степени точности в соответствии с рекомендациями на с.47 [1] =0,92
Проверяем выносливость зуба колеса по формуле (2.21):
206МПа
Условие выносливости выполнено.
3. РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные для расчёта:
передаваемая мощность: Pтр =12,38кВт;
частота вращения ведущего шкива: пдв =731,3об/мин;
передаточное число ременной передачи: =2,0;
скольжение ремня: =0,01.
По номограмме на рисунке 7.3 [1] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива
пдв =731,3 об/мин и передаваемой мощности P=P тр =12,38 кВт принимаем сечение клинового
ремня Б.
Диаметр меньшего шкива определим но формуле (3.1):
(3.1)
где Тдв - вращающий момент на валу двигателя, Тдв = .
Согласно таблице 7.8 [1] с учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения В не должен быть менее 200 мм принимаем =200мм
Диаметр большего шкива определим по формуле (3.2):
(3.2)
где ирем - передаточное число ременной передачи, ирем = 2,0.
Принимаем d2 =400мм
Уточняем передаточное число по формуле (3.3):
(3.3)
При этом угловая скорость вала будет равна по формуле (3.4):
(3.4)
где - см. формулу (1.6);
ирем - см. формулу (3.3).
Расхождение угловой скорости, которая была получена по первоначальному расчёту, равно:
,
что меньше допустимого, равного 3%. Следовательно,
окончательно принимаем диаметры шкивов =200мм и =400 мм
Межосевое расстояние ар следует принять в интервале по формуле (3.5):
(3.5)
где - высота сечения ремня в соответствии с таблицей 7.7 [1] =10,5 мм
Принимаем предварительно близкое значение, .
Расчетную длину ремня определим по формуле (3.6):
(3.6)
Ближайшее значение по стандарту (см. табл.7,7) L=3150мм.
Уточняем значение межосевого расстояния ар с учётом стандартной длины ремня по формуле (3.7).
(3.7)
где
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения на для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива определим по формуле (3.8):
(3.8)
Определим число ремней в передачи по формуле (3.9):
(3.9)
где см. формулу (1.3);
- коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, в
соответствии с таблицей 7.4 [1] при двухсменной работе =0,90;
- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня в соответствии таблицей 7.9 [1]
=1,07;
-коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: в соответствии с рекомендациями
на с.135 [1] при = 170° коэффициент ;
- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что число ремней
в передаче будет от 4 до 6, в соответствии с рекомендациями на с.135 [1] примем
коэффициент =0,90;
- мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, в соответствии с таблицей 7.8 [1]
=3,5кВт.
Принимаем количество ремней z=4.
Натяжение ветви клинового ремня по формуле (3.10):
(3.10)
где v – скорость
- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения В
коэффициент .
Давление на валы определим по формуле (3.11):
(3.11)
Ширину шкива определим по формуле (3.12) в соответствии с данными в таблице 7.12 [1].
(3.12)
4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении для стали 45 определим по формуле (4.1):
(4.1)
где - вращающий момент на валу В, = .
Диаметр выходного конца вала примем равным диаметру из стандартного ряда = 45мм.
Диаметр вала под подшипники принимаем = 55мм.
Конструкция ведущего вала представлена на рисунке 2.
Ведомый вал:
Определим диаметр выходного конца ведомого при допускаемом напряжении для стали 45 вала по формуле (4.2):
(4.2)
где - вращающий момент на валу С, = . Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда = 65мм.
Диаметр вала под подшипники принимаем = 70мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем 75мм.
Конструкция ведомого вала представлена на рисунке 2.
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА
Шестерню выполним за одно целое с валом; её размеры определены выше: