123854 (689660), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

для колеса

3). Действительные числа циклов перемены напряжений:

- для колеса

- для шестерни

где: n₂ - частота вращения колеса, мин^-1; L_h - время работы передачи ч; u - передаточное число ступени.

4). Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

где: N_HG – базовое число циклов; N – действительное значение.

- для шестерни

- для колеса

5). Определяем число циклов перемены напряжений

- для шестерни

- для колеса

6). Определяем допустимое контактное напряжение соответствующее числу циклов перемены напряжений:

- для шестерни

- для колеса

7). Определяем допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни

Н/мм²

Н/мм²

Так как

,

то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

Н/мм²

При этом условии соблюдается

Н/мм²

8). Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL.

где N_FO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_FO=4*10⁶ для обоих колес.

- для шестерни

- для колеса

Так как N₁>N_F01 и N₂>N_FО2, то коэффициенты долговечности K_FL1=1,и K_FL2=l.

б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

- для шестерни:

в предположении, что m<3мм;

- для колеса:

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни

- для колеса

Таблица 4

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

1). Определяем внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм:

где К_нβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_нβ = 1;

θ_Н - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θ_Н = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

2). Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

для колеса

для шестерни

3). Определяем внешнее конусное расстояние R_e, мм:

мм

4). Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

где ψ_е = 0,285 - коэффициент ширины венца.

Округлить до целого числа по ряду R_a 40, b=42

5). Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес:

где K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fβ =l;

- коэффициент вида конических колес. Для прямозубых.

6). Определяем число зубьев колеса и шестерни

-для колеса

-для шестерни

7). Определяем фактическое передаточное число

проверяем его отклонение от заданного u.

%

8). Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

-для колеса

-для шестерни

9). Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни

НВ_1ср - НВ_2ср = 487,5-248,5=239

Так как 239> 100,

То х₁=х₂ = 0.

10). Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Вершины зубьев шестерни

Вершины зубьев колеса

Впадины зубьев шестерни

Впадины зубьев колеса

11). Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

-для шестерни

-для колеса

Проверочный расчет

12). Проверяем пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

мм

Размер заготовки колеса

Соответствует

13). Проверим контактные напряжения

где F_t - окружная сила в зацеплении, Н равная

К_Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; К_Нα = 1

K_Hv - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес м/с, и степени точности передачи

443,72≤514,3

14). Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

напряжения изгиба зубьев шестерни

напряжения изгиба зубьев колеса

где: K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес K_Fα = l; K_Fv - коэффициент динамической нагрузки; Y_Fl и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υ_β -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Υ_β = l;

4.15. Составляем табличный ответ

Таблица 6

5. Расчет клиноременной передачи

1). Выбираем сечение ремня при.

Р_ном = 2,2кВт n_ном = 950 об/мин

Выбираем участок А

2). Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_min, мм. при Т_двиг = 18,20 Н*м, d_мин = 90 мм

3). Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d₁ = 100 мм.

4). Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

где u - передаточное число открытой передачи; ε - коэффициент скольжения ε = 0.01…0,02.

5). Определяем фактическое передаточное число u_ф

проверяем его отклонение от заданного

условия соблюдаются.

6). Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где h - высота сечения клинового ремня h = 8 мм.

, мм

7). Определяем расчетную длину ремня l мм:

Выбираем длину ремня l=1600 мм

8). Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

для облегчения надевания ремня на шкив

для натяжения ремней

9). Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁ град:

соответствует

10). Определяем скорость ремня v, м/с:

м/с

где [v] - допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

11). Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

с^-1? , U ≤ 30

12). Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С - поправочные коэффициенты.

С_р = 1 (спокойная), С_α = 0,89, С_l = 0,95, С_z = 0,95, =0,72,

13). Определим количество клиновых ремней

шт

14). Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:

Н

15). Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t, H:

Н

16). Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь

Н

Ведомая ветвь

Н

17). Определим силу давления на вал F_on, H:

Н

Проверочный расчет

18). Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

а) σ₁ – напряжение растяжения Н/мм²

Н/мм²

б) σ_и – напряжение изгиба Н/мм²

, Н/мм²

где Е_и =80…100 – модуль упругости при изгибе прорезиненных ремней

в) σ_v – напряжение центробежных сил Н/мм²

Н/мм²

Ρ = 1250…1400 кг/мм³

г) [σ]_р – допустимое напряжение растяжения Н/мм²

[σ]_р = 10 Н/мм²

Полученные данные занесем в таблицу

Таблица 7

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач

Коническая с круговым зубом.

Определяем силы в зацеплении

а) окружная на колесе

окружная на шестерне

б) радиальная на шестерне

y_r – коэффициент радиальной силы

радиальная на колесе

в) осевая на шестерне

y_а – коэффициент осевой силы

осевая на колесе

7. Расчет валов

1). Рассчитаем первую ступень вала под элемент открытой передачи

где =10…20 Н/мм², М_к – крутящий момент равный вращающему моменту на валу. М_к = Т₁ или Т₂ соответственно

Вал редуктора быстроходный

Вал редуктора тихоходный

Вал редуктора быстроходный

под шестерню

Вал редуктора тихоходный

под полумуфту

2) . Рассчитаем вторую ступень вала под уплотнение крышки и отверстием и подшипник

для быстроходной t = 2,5 , для тихоходной t = 2,8

– для вала шестерни быстроходной

– для колеса тихоходного

Для быстроходного

Для тихоходного

3). Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо

Характеристики

Список файлов курсовой работы