123887 (689686), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

C – коэффициент, учитывающий режим работы передачи.

P – поправка, учитывающая уменьшение влияния на долговечность изгиба ремня на большем шкиве с увеличением передаточного отношения.

Она рассчитывается по формуле:

P = 10 Т n ,

где Т – поправка к моменту на быстроходном валу в зависимости от передаточного отношения (табл. 8.8 [2, c. 158])

при U = 2,28 и типе ремня А имеем Т = 1,1 Н м

По табл. 6.3 [3, с. 39] определяем номинальную мощность P . Для ремня сечением типа А при n = 950 об/мин и d = 100 мм, P = 0,95 кВт

По рекомендациям [2, с. 156] C = 0,92 при = 150

С определяем по табл. 8.7 [2, с. 158]

Для ремня типа А имеем L = 1700 мм, тогда L/ L = 1000/1700 = 0,59 значит С = 0,89

Коэффициент C принимаем по табл. 6.7 [3, с. 41]. При заданном характере нагрузки принимаем C = 0,95.

Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем:

[P] = (0,95 0,92 0,89 + 10 1,1 950) 0,95 = 0,84 кВт

5.8 Необходимое число ремней с учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями

Z =

где Р = Р – заданное значение передаваемой мощности, Р = 3 кВт

С – коэффициент числа ремней. Принимаем С = 0,95 [2, с. 156]

Должно выполняться условие: Z Z =6 (8)

Z = = 3,75

Принимаем Z = 4, что меньше Z = 6

Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.

5.9 Сила предварительного натяжения одного ремня

F = + q V

где q – масса 1 м длины ремня, q = 0,105 для сечения типа А (табл. 8.1 [2, с. 151])

F = + 0,105 4,97 = 137 Н

5.10 Нагрузка на валы передачи

F = 2F Zsin( /2) = 2 137 4 sin(150 /2) = 1059 Н

Угол между силой и линией центров передачи:

= arctg[ ] ctg = arctg[ ] ctg = 11

Если < 20 , то можно принимать, что F направлена по линии центров передачи.

5.11 Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

n = V/L [n ] = 10c , (L = 1000 мм = 1 м)

n = 4,87/1 = 4,97с < 10c

5.12 Размеры шкивов клиноременных передач регламентированы ГОСТ 20889–80 – 20897–80, размеры профиля канавок – ГОСТ 20898–80.

Материалы и способ изготовления шкивов зависят от окружной скорости ремня V.

Т.к. имеем V = 4,97 м/с < V = 30 м/с применяем литые шкивы из чугуна СЧ15. У шкивов клиноременных передач (рис. 5.1) рабочей поверхностью являются боковые стороны клиновых канавок, число и размеры которых зависят от выбранного расчетом сечения ремней (табл. 4.10 [1, с. 115])

Рис. 6.1

Для сечения А принимаем:

= 11 мм; b = 3,3 мм; h = 8,7 мм; e = 15 мм; f = 10 мм; = 1,2h = 10,44 мм; С = 1,25 = 13,05 мм; d = 1,65d; = (1,2…1,5) d

Ширина шкива М = (z – 1) е + 2f = (4 – 1) 15 + 2 10 = 65 мм, где z – число клиновых ремней

Для обеспечения правильного контакта ремня со шкивом угол канавки выбирают в зависимости от диаметра шкива.

По ГОСТ 1284–68 принимаем: для малого шкива = 34 ; для большого шкива = 38 .

6. Конструирование червячного редуктора

6.1 Соединение с натягом

Исходные данные:

Производство – среднесерийное; длина ступицы колеса = 71 мм; Т = 795,83 Н м = 795,83 10 Н мм – вращающий момент на выходном валу редуктора; модуль зацепления m = 6,3 мм; ширина венца b = 53 мм.

Для передачи вращающего момента Т = 795,83 Н м червячного колеса на вал применим соединение с натягом

По рекомендациям [1, с. 85,95] получим следующие размеры конструктивных элементов червячного колеса (мм):

= (1,0…1,2) d. Принимаем = d = 71 мм

d = 1,6d = 1,6 71 = 114 мм. Принимаем d = 115 мм

S = 2m + 0,05b = 2 6,3 + 0,05 53 = 16 мм

S = 1,25S = 1,25 16 = 20 мм

d d b S S 71 115 71 53 16 20

Примем в качестве материала вала сталь марки 45 ( = 650 Н/мм ; Е = 2,1 10 Н/мм ; =0,3). Материал центра колеса сталь марки 45 ( = 540Н/мм ) (табл. 12.8 [1, с. 273]).

Используем методику подбора посадок с натягом в разд. 5.3 [1, с. 126].

6.1.1 Среднее контактное давление

Соединение колеса с валом будем осуществлять нагревом колеса

p =

где К – коэффициент запаса сцепления. На конце вала установлена муфта зн. К = 3

= = d = 71 мм

f – коэффициент сцепления (трения) принимаем по табл. 5.3 [1, с. 127], f=0,14

p = = 30,3 Н/мм

6.1.2 Деформация деталей

= 10 pd(C /E + C /E

), где С , С – коэффициенты жесткости.

С = ; С =

где = = 0,3 – коэффициент Пуассона (для стали = 0,3)

Е = Е – модуль упругости (для стали Е = 2,1 10 Н/мм )

d – диаметр соединения, d = 71 мм

d – диаметр отверстия пустотелого вала. Будем считать вал сплошным, зн. d = 0

d – условный наружный диаметр ступицы колеса, d = d = 115 мм

С = = 0,7; С = = 2,53

= 10 30,3 71 [0,7/(2,1 10 ) + 2,53/(2,1 10 )] = 32,9 мкм

6.1.3 Поправка обмятие микронеровностей

U = 5,5 (Ra + Ra )

где Ra и Ra – средние арифметические отклонения профиля поверхностей

В соответствии с табл. 16.2 [1, с. 372] принимаем Ra = 0,8 мкм, Ra = 1,6 мкм тогда поправка:

U = 5,5 (0,8 + 1,6) = 13,2 мкм

6.1.4 Минимальный необходимый натяг

[N] = + U +

– поправка на температурную деформацию. Принимаем = 0

[N] = 32,9 + 13,2 + 0 = 46,1 мкм

6.1.5 Максимальный допустимый натяг, допускаемый прочностью деталей

[N] = [ ] + U

где [ ] = [p] /p, (мкм) – максимальная деформация, допускаемая прочностью деталей

где [p] , (Н/мм ) – максимальное давление, допускаемое прочностью охватывающей детали, меньшее из двух (т.е. [p] определяют по менее прочной детали)

для сплошного вала (d = 0): [p] = 650 Н/мм (для вала принята сталь марки 45; = 650 Н/мм )

для колеса: [p] = 0,5 [1 – (d/d ) ] (по рекомендации [1, c. 128])

[p] = 0,5 540 [1 – (71/115) ] = 167,4 Н/мм

Следовательно [p] = 167,4 Н/мм , и максимально допустимая деформация деталей:

[ ] = [p] /p = 167,4 32,9/30,3 = 182 мкм

[N] = 182 + 13,2 = 195,2 мкм

6.1.6 Выбор посадки

По значениям [N] и [N] выбираем из табл. 5.5 [1, с. 129] одну из посадок, удовлетворяющих условиям:

N [N] и N [N]

Выбираем посадку Н7/t6 (N > [N] 52 мкм > 46,1 мкм; N < [N] 87 мкм < 195 мкм)

6.1.7 Температура нагрева охватывающей детали, т.е. колеса, С

t = 20 +

где Z – зазор, для удобства сборки принимают в зависимости от диаметра d вала. По рекомендации [1, с. 130] принимаем Z = 10 мкм

– коэффициент линейного расширения. Для стали = 12 10 1/ С

t = 20 + = 134 С

Чтобы не происходило структурных изменений в материале температура нагрева для стали не должна превышать t < [t] = 230…240 С

134 С < 230 С, что является допустимым

Окончательно для соединения червячного колеса с валом диаметром 71 мм выбираем посадку H7/t6; способ сборки – нагрев колеса до температуры 134 С.

6.2 Расчет шпоночных соединений

Для передачи вращающего момента Т = 55,3 10 Н мм со шкива на вал червяка применим шпоночное соединение (рис. 6.1).

По табл. 19.11 [1, с. 488] для диаметра вала 30 мм: b = 8,0 мм; h = 7 мм; глубина паза вала t = 4 мм. Длина шпонки = 32 мм, рабочая длина шпонки = – b = 32 – 8 = 24 мм.

Рис. 7.1

Расчетные напряжения смятия:

= = = 51 Н/мм

< [ ] = 90 Н/мм (для чугунной ступицы шкива)

Для расчета шпоночного соединения на коническом конце вала червячного колеса найдем диаметр в среднем сечении участка длиной = 57 мм:

d = d – 0,05 = 56 – 0,05 57 = 53,15 мм

Выбираем шпонку призматическую (табл. 19.11 [1, с. 488]): b = 16 мм; h=10 мм; t = 6,0 мм; t = 4,3 мм. Длина шпонки = 55 мм. Рабочая длина = =55 мм (принимаем шпонку с плоскими торцами)

Расчетные напряжение смятия при передаче вращающего момента Т =795,83 Н м:

= = = 136 Н/мм

что допустимо при установке стальной полумуфты ([ ] = 140 Н/мм ).

6.3 Определение реакций опор

Силы в зацеплении:

F = F = 1553 H; F = F = 7018 H; F = 2588 H

Сила, действующая на входной конец вала червяка, определена из расчета ременной передачи и составляет F = 1059 H

Силу, действующую на выходной конец вала червячного колеса, примем в соответствии с рекомендациями ГОСТ Р 50891–96

F = 125 = 125 = 3526 Н.

6.3.1 Расчет вала червяка

Примем предварительно подшипники роликовые конические 7208А (табл. 19.24 [1, с. 504]). Схема установки подшипников – враспор. Дл

я этих подшипников выписываем: d = 40 мм; D = 80 мм; Т = 20 мм; е = 0,37.

Рис. 7.2

Расстояние между заплечиками вала по компоновочной схеме: = 200 мм

Тогда расстояние между широкими торцами наружных колец подшипников:

= + 2Т = 200 + 2 20 = 240 мм

По рекомендации [1, с. 132] смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника:

a = 0,5 [T + ] = 0,5 [20 + ] = 17,4 мм

6.3.2 Определяем реакции для вала червяка

Вал червяка вращается по ходу часовой стрелки (с правой нарезкой)

Рис. 7.3

Характеристики

Список файлов курсовой работы