124160 (689876), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

d1 = 160 мм;

d2 = 250 мм.

6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

a_min = 0.55 ^x (d₁ + d₂) + T₀ = 0.55 ^x (160 + 250) + 6 = 231,5 мм;

a_max = d₁ + d₂ = 160 + 250 = 410 мм.

где T₀ = 6 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a_ = 797 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 ^x a_ + 0.5 ^x  ^x (d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / (4 ^x a_) =

2 ^x 797 + 0.5 ^x 3,142 ^x (160 + 250) + (250 - 160)² / (4 ^x 797) =

2240,567 мм.

Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 2240 мм.

8. Уточнённое значение межосевого расстояния a_р с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):

a_р = 0.25 ^x ((L - w) + ((L - w)² - 2 ^x y)^1/2)

где w = 0.5 ^x  ^x (d₁ + d₂) = 0.5 ^x 3,142 ^x (160 + 250) = 644,026 мм;

y = (d2 - d1)² = (250 - 160)² = 8100 мм.

Тогда:

a_р = 0.25 ^x ((2240 - 644,026) +EQ \R(;(2240 - 644,026)² - 2 ^x 8100) ) = 796,716 мм,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 ^x L = 22,4 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 ^x L = 56 мм для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:

₁ = 180^o - 57 ^x (d₂ - d₁) / a_р = 180^o - 57 ^x (250 - 160) / a_р = 173,561^o

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: C_p = 1,1.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: C_L = 1,06.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): C_ = 0,984.

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент С_z = 0,85.

14. Число ремней в передаче:

z = P ^x C_p / (P_oC_L ^x C_ ^x C_z) = 8899 ^x 1,1 / (1870 ^x 1,06 ^x 0,984 ^x 0,85 = 5,904,

где Р_o = 1,87 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).

Принимаем z = 6.

15. Скорость:

V = 0.5 ^x _{(ведущего шкива)} ^x d₁ = 0.5 ^x 76,576 ^x 0,16 = 6,126 м/c.

16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:

F₀ = 850 ^x P ^x C_р ^x C_L / (z ^x V ^x C_) +  ^x V² =

850 ^x 8,899 ^x 1,1 ^x 1,06 / (6 ^x 6,126 ^x 0,984) + 0,1 ^x 6,126² = 247,61 H.

где  = 0,1 H^xc²/м² - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).

17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:

F_в = 2 ^x F₀ ^x sin(/2) = 2 ^x 247,61 ^x 6 ^x sin(173,561^o/2) = 2966,63 H.

18. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):

В_ш = (z - 1) ^x e + 2 ^x f = (6 - 1) ^x 15 + 2 ^x 10 = 95 мм.

Параметры клиноременной передачи, мм

2. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

1. 3.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 230

- для колеса : сталь : 45

термическая обработка : улучшение

твердость : HB 200

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут:

[_H] = _{H lim b} ^x K_HL / [S_H]

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

_{H lim b} = 2 ^x HB + 70 .

_{H lim b (шестерня)} = 2 ^x 230 + 70 = 530 МПа;

_{H lim b (колесо)} = 2 ^x 200 + 70 = 470 МПа;

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем K_HL = 1 ; коэффициент безопасности [Sh]=1,1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ _H1 ] = 530 ^x 1 / 1,1 = 481,818 МПа;

для колеса [ _H2 ] = 470 ^x 1 / 1,1 = 427,273 МПа.

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ _H ] = [ _H2 ] = 427,273 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : K_Hb = 1,15 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:

_ba = b / a_w = 0,2 , (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

a_w = K_a ^x (U + 1) ^x (T₂ ^x K_Hb / [ _H ] ^{2 x} U^{2 x} _ba ) ^1/3 =

49.5 ^x (5,6 + 1) ^x (955266,557 ^x 1,15 / 427,273^{2 x} 5,6^{2 x} 0,2)^1/3 = 322,219 мм.

где для прямозубых колес Кa = 49.5, передаточное число передачи U = 5,6; T₂ = Т_колеса = 955266,557 Н^xм - момент на колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет : a_w = 315 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01...0.02) ^x a_w мм, для нас: m_n = 3,15 . . . 6,3 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) m_n = 3,5 мм.

Задаемся суммой зубьев:

Z = z₁ + z₂ = 2 ^x a_w / m_n = 2 ^x 315 / 3,5 = 180

Числа зубьев шестерни и колеса:

z₁ = Z / (U + 1) = 180 / (5,6 + 1) = 27,273

Принимаем: z₁ = 27

z₂ = Z - z₁ = 180 - 27 = 153

Угол наклона зубьев  = 0^o .

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d₁ = m_n ^x z₁ / cos() = 3,5 ^x 27 / cos(0^o) = 94,5 мм;

d₂ = m_n ^x z₂ / cos() = 3,5 ^x 153 / cos(0^o) = 535,5 мм.

Проверка: a_w = (d₁ + d₂) / 2 = (94,5 + 535,5) / 2 = 315 мм.

диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2 ^x m_n = 94,5 + 2 ^x 3,5 = 101,5 мм;

d_a2 = d₂ + 2 ^x m_n = 535,5 + 2 ^x 3,5 = 542,5 мм.

ширина колеса: b₂ = _ba ^x a_w = 0,2 ^x 315 = 63 мм;

ширина шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 63 + 5 = 68 мм;

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd = b₁ / d₁ = 68 / 94,5 = 0,72

Окружная скорость колес будет:

V = ₁ ^x d₁ / 2 = 47,86 ^x 94,5 ^x 10^-3 / 2 = 2,261 м/c;

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

K_H = K_Hb ^x K_Ha ^x K_Hv .

Коэффициент K_Hb=1,026 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент K_Ha=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент K_Hv=1,05 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

K_H = 1,026 ^x 1 ^x 1,05 = 1,077

2. 3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:

_H = (310 / a_w) ^x ((T₂ ^x K_H ^x (U + 1)³) / (b₂ ^x U²))^1/2 =

(310 / 315) ^x ((955266,557 ^x 1,077 ^x (5,6 + 1)³;63 ^x 5,6²)) =

380,784 МПа.  [_H]

Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:

окружная :

F_t = 2 ^x T₁ / d₁ = 2 ^x 176715,629 / 94,5 = 3740,013 Н;

радиальная: F_r = F_t ^x tg() / cos() = 3740,013 ^x tg(20^o) / cos(0^o) = 1361,253 Н;

осевая : F_a = F _t ^x tg() = 3740,013 ^x tg(0^o) = 0 Н.

1. 3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:

_F = F_t ^x K_F ^x Y_F / (b ^x m_n)  [_F]

Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_F ^x K_Fv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес K_F = 1,068, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент K_Fv=1,25. Таким образом коэффициент K_F = 1,068 ^x 1,25 = 1,335. Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Z_v (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

у шестерни : Z_v1 = z₁ / cos³() = 27 / cos³(0^o) = 27

у колеса : Z_v2 = z₂ / cos³() = 153 / cos³(0^o) = 153

Тогда : Y_F1 = 3,86

Y_F2 = 3,574

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

[_F] = ^o_{F lim b} ^x K_FL / [S_f] .

K_FL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимаем K_FL = 1 .

Характеристики

Список файлов курсовой работы