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

Текст из файла (страница 2)

i_общ.=2.5·4.24·3.3=34,98

i_общ.=35 по заданию.

35=35, значит передаточные отношения каждой передачи подобраны верно.

1.7 Силовые, скоростные параметры на валах

1. Мощность

По выходной мощности Р_вых. кВт _, определяем мощность на каждом валу.

Р_IV= , кВт (1.3)

где Р_IV – мощность на 4 валу, кВт;

Р_вых. – выходная мощность редуктора, кВт;

кВт

Р_III=

где Р_III – мощность на 3 валу, кВт ;

кВт

Р_II=

где Р_II – мощность на 2 валу, кВт ;

кВт

P_I=

где Р_I – мощность на 1 валу, кВт;

кВт

кВт

Мощность на I валу соответствует требуемой мощности.

2.Число оборотов каждого вала определяется по формуле (с.8 [2]).

n_дв.= n_Iв. =2900 об/мин

n_{II в.} = , об/мин (1.4)

где n_I – число оборотов на I валу, об/мин ,

i – передаточное число быстроходной передачи;

об/мин

n_{III в.}= , об/мин

где n_II – число оборотов на II валу, об/мин ,

i – передаточное число промежуточной передачи;

об/мин

n_{IV в.} =

где n_I – число оборотов на III валу, об/мин ,

i – передаточное число тихоходной передачи;

об/мин

1. Угловую скорость каждого вала определяем по формуле

, с^-1 (1.5)

где n –число оборотов на соответственном валу, об/мин.

Угловая скорость на I валу равна

с^-1

Угловая скорость на II валу равна

с^-1

Угловая скорость на III валу равна

с^-1

Угловая скорость на IV валу равна

с^-1

1. Крутящий момент на валах определяем по формуле

, Н·м (1.6)

где Р – мощность соответствующего вала, кВт

ω- угловая скорость соответствующего вала, с^-1.

Крутящий момент на валах

, Н·м

Н·м

Крутящий момент на I валу равен

Н·м

Крутящий момент на II валу равен

, Н·м

Н·м

Крутящий момент на III валу равен

, Н·м

Н·м

Крутящий момент на IV валу равен

, Н·м

Н·м

Все расчеты для удобства записываем в сводную таблицу

Таблица 1.1. – силовые и скоростные параметры привода

1.8 Вывод

Р в приводе уменьшилось не значительно из-за потерь в подшипниках. Число оборотов и угловая скорость в приводе сильно уменьшились из-за больших передаточных отношений.

2 Расчет конической передачи

2.1 Задача

Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.

2.2 Расчетная схема

Рисунок 2.1 – Расчетная схема зацепления колес конической передачи

2.3 Данные для расчета

Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.

Таблица 2.1 - силовые и скоростные параметры для расчета промежуточной передачи

2.4 Условие расчета

Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.

2.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Материалы для изготовления конических зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1]).Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);

колесо—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53;

шестерня—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53.

Определяем допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [σ]_н2 и [σ]_F2 и шестерни [σ]_н1 и [σ]_F1 по формулам (с.10 [2])

[σ]_н= ·[σ]_н0 ; [σ]_F= ·[σ]_F0

где - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1 (с.11 [2])

- коэффициент долговечности при расчете по изгибу , так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1 (с.11 [2]).

Получаем, что

[σ]_н=[σ]_н0 ; [σ]_F=[σ]_F0.

Определяем среднюю твердость зубьев колес НRC_ср=0,5(48+53)=50,5 Мпа

По таблице 2.2 [2] находим формулу для определения допускаемого контактного напряжения

[σ]_н1=[σ]_н2=14· HRC_ср+170 (2.1)

[σ]_н1=[σ]_н2=14· 50,5+170=880 МПа

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]_F1=[σ]_F2=370 МПа (с.24 [2]).

2.6 Проектный расчет передачи

1. Определяем внешний делительный диаметр окружности колеса по формуле (с. 19 [2]) :

(2.2)

где - коэффициент вида конических колес, (с. 20 [2]) ;

- передаточное число быстроходной передачи;

Т₂ - вращающий момент на 1 промежуточном валу, Н·м;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев = 1,45 (таблица 2.3 [2]);

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, н/мм².

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего стандартного значения .

2. Определяем углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес.

Угол делительных конусов колеса и шестерни определим по следующим формулам (с. 20[2]):

для колеса:

i = 2,5 =61,1985º

для шестерни

Конусное расстояние найдем по формуле (с. 20[2]):

(2.3)

где - делительный диаметр окружности колеса, мм;

- угол делительного конуса колеса.

Ширина колес =0,0285·42,163=12 мм

1. Модуль передачи.

Для конических колес с круговым зубом находим внешний торцовый модуль передачи (с. 20[2]):

(2.4)

где - коэффициент вида конических колес, =1(с. 20[2]);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, =1,71(таблица 2.5[2]);

-ширина колеса, мм;

[σ]_F – допускаемое напряжение на изгиб, МПа.

.

1. Число зубьев колеса и шестерни.

Число зубьев колеса находим по формуле (с. 20 [2]):

(2.5)

Число зубьев шестерни определяем по формуле (с. 20 [2]):

( 2.6)

1. Фактическое передаточное число.

Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть более 4%, то есть

Δi= % 4%

Δi= %=1,2

Отклонение составляет 1,2, что не превышает допускаемого значения - следовательно передаточное число конической передачи определено точно.

1. Окончательные размеры колеса и шестерни.

Угол делительных конусов колеса и шестерни (с. 21[2]):

для колеса:

i = 2,5 =61,1985º

для шестерни

Делительные диаметры колес определим по формулам (с. 21[2]):

(2.7)

Внешние диаметры колес найдем по формулам (с. 21[2]):

где , - коэффициенты смещения, =0,26; =-0,26(таблица 2.7 и 2.8 [2]).

_(2.8)

2.7 Проверочный расчет передачи

1. Силы в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметре колеса (с. 23 [2]):

(2.9)

где =0,857·=мм

Н

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

( 2.10)

где - коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):

(2.11)

Н

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

( 2.12)

где - коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):

(2.13)

Н

Напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле (с. 23 [2]):

(2.14)

где - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с.16 [2]), =1,1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с.16 [2]),

=1,44;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), =3,92;

Характеристики

Список файлов курсовой работы