125387 (690510), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

м/с.

Число ремней передачи, шт

, (2.8)

где – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи;

– коэффициент, учитывающий длину ремня;

– коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата шкива;

– коэффициент, учитывающий число ремней;

Принимаем число ремней передачи .

Сила, нагружающая валы передачи, Н

, (2.9)

где – предварительное натяжение ремня, Н; (2.10)

где – окружное усилие, Н; (2.11)

Н;

Н;

Н.

3 Расчет редуктора

3.1 Расчет параметров зубчатого зацепления редуктора

Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни ;

б) частота вращения колеса ;

в) передаточное число зацепления ;

г) вращающий момент на валу колеса ;

е) срок службы привода = 6 лет.

3.1.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

Вариант термообработки выбираем в зависимости от вращающего момента Т2.

Отсюда имеем:

а) термообработка – нормализация;

б) твердость по НВ: для колеса и для шестерни

в) материал: для колеса – сталь 35; для шестерни – сталь 45.

3.1.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса (табл.4.1.3 [Л 1])

Эквивалентное число циклов

(3.1)

где - срок службы привода;

- число смен;

- коэффициент использования привода в течении года

- коэффициент использования привода в течении суток

с - число зацеплений зуба за один оборот

- коэффициент, учитывающий изменения нагрузки передачи

; (3.2)

_{Т.к циклограммы нагружения нет, то}

;

Коэффициент долговечности

; (3.3)

При .

;

;

Предел контактной выносливости

(3.4)

;

.

Допускаемые контактные напряжения

(3.5)

где - для зубчатых колес с однородной структурой

Расчетные допускаемые контактные напряжения

(3.6)

МПа

Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность при изгибе максимальной нагрузки

(3.7)

МПа

МПа

3.1.3 Расчет допускаемых изгибных напряжений

Базовое число циклов напряжений цикл.

Эквивалентное число циклов

(3.8)

где - срок службы привода;

- число смен;

- коэффициент использования привода в течении года

- коэффициент использования привода в течении суток

с - число зацеплений зуба за один оборот

- коэффициент, учитывающий изменения нагрузки передачи

; (3.9)

для

_{Т.к циклограммы нагружения нет, то}

;

Коэффициент долговечности

. (3.10)

При .

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

(3.11)

Допускаемые изгибные напряжения, МПа

(3.12)

где - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем - ).

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки, МПа

(3.13)

3.1.4 Расчет цилиндрической закрытой передачи

Расчетный диаметр шестерни

(3.14)

где - коэффициент, учитывающий изменение прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической;

- для прямозубых передач;

- коэффициент ширины зубчатого венца относительно внешнего конусного расстояния

- коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца

- коэффициент внешней динамической нагрузки

мм.

Число зубьев шестерни (предварительно)

Модуль зацепления

(3.15)

В соответствии с ГОСТ принимаем m = 3мм.

Число зубьев шестерни

_{Число зубьев колеса}

(3.16)

Действительное передаточное число

(3.17)

Углы делительных конусов

(3.18)

(3.19)

Диаметры зубчатых колес:

- делительный

(3.20)

- диаметр вершин зубьев

(3.21)

- диаметр впадин зубьев

(3.22)

_{Внешнее конусное расстояние:}

(3.23)

_{Ширина венца зубчатых колес:}

(3.24)

_{Среднее конусное расстояние:}

(3.25)

_{Параметры колес в среднем сечении:}

_{- средний модуль}

(3.26)

_{- средние делительные диаметры}

(3.27)

3.1.5 Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении

(3.28)

Окружная скорость колес

(3.29)

Степень точности = 9.

Удельная расчетная окружная сила

(3.30)

где - коэффициент неравномерности нагрузки

- коэффициент, учитывающий динамическую

нагрузку в зацеплении

Расчетное контактное напряжение

(3.31)

где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

- коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов

- коэффициент, учитывающий суммарную длину

контактных линий ,

Проверка: что недопустимо. В этом случае, увеличив ширину зубчатого венца с 38 до 68 мм, получим .

3.1.6 Проверка расчетных контактных напряжений при максимальной нагрузке

(3.32)

=2,0 – таблица 17.7.1 [1].

3.1.7 Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная расчетная окружная сила

(3.33)

где - коэффициент неравномерности нагрузки для одновременно зацепляющихся пар зубьев;

- коэффициент, учитывающий динамическую

нагрузку в зацеплении

- коэффициент, учитывающий расположение колес относительно опор

(3.34)

Эквивалентное число косых зубьев

; (3.35)

;

Коэффициент, учитывающий форму зуба (рис. 4.2.5) [Л1];

Расчёт производят для элемента “шестерня-колесо”, у которого меньшая величина отношения

Расчётные напряжения изгиба зуба

, МПа (3.36)

где - коэффициент, учитывающий наклон косых зубьев, ;

- коэффициент, учитывающий перекрытие косых зубьев, ;

МПа.

3.1.8 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой

; (3.37)

;

.

3.1.9 Силы в зацеплении зубчатых колес

Окружные силы

Радиальные силы

(3.38)

(3.39)

где ;

Осевые силы, Н

(3.40)

(3.41)

.

4 Расчет параметров цепной передачи

Исходные данные для расчета:

а) мощность передаваемая цепной передачей ;

б) частота вращения колеса ;

в) передаточное число зацепления ;

г) вращающий момент на валу колеса ;

Определяем предварительное значение шага однорядной цепи, мм

(4.1)

мм.

По табл. 3.1.1 выбираем цепь, шаг которой есть наибо­лее близким к рассчитанному, ее разрушающую силу F, площадь опорной поверхности шарнира S и массу m. При выборе цепи следует отдавать предпочтение одноряд­ным цепям типа ПР. Цепи ПРД используются в основ­ном в сельскохозяйственном машиностроении, цепи ти­па ПРИ - строительном и дорожном машиностроении.

Выбираем цепь: ПР-25,4-60.

Оптимальное межосевое расстояние по условию долговечности цепи принимают [2]:

а’ = (30…50) t; (4.2)

а’ = 30 25,4 = 762мм.

Число зубьев ведущей звездочки принимаем

Число зубьев ведомой звездочки

(4.3)

Принимаем

Действительное передаточное число передачи

(4.4)

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации цепи,

(4.5)

где – коэффициент, учитывающий динамичность пере­даваемой нагрузки (табл. 3.3.2) [1] ;

– коэффициент, учитывающий длину цепи (межо­севое расстояние) (табл. 3.3.3) [1] ;

- коэффициент, учитывающий способ регулиров­ки натяжения цепи (табл. 3.3.4) [1] ;

- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту (табл. 3.3.5) [1] ;

– коэффициент, учитывающий качество смазыва­ния передачи и условия ее работы (табл. 3.3.6) [1] ;

- коэффициент, учитывающий режим работы пе­редачи (табл. 3.3.8) [1] ;

.

Скорость цепи, м/с

, (4.6)

Окружное усилие, Н

, (4.7)

Удельные давления в шарнирах однорядной цепи, МПа

, (4.8)

значения давления должно находиться в пределах

где - допускаемые удельные давления (табл. 3.3.10) ;

,

.

Число звеньев цепи или длина цепи, выраженная в шагах,

, (4.9)

где

Расчетное межосевое расстояние при принятом , мм

; (4.10)

Действительное межосевое расстояние, мм

а = 0,996 (4.11)

а = 0,996

Делительные диаметры звездочек, мм

(4.12)

.

Коэффициент запаса прочности цепи

; (4.13)

где F – сила, разрушающая цепь, кН (табл. 3.1.1,3.1.2) ;

F = 60

– нагрузка от центробежных сил, Н;

(4.14)

где m – масса одного метра цепи, кг/м (табл. 3.1.1,3.1.2) ;

– сила от провисания цепи, Н;

(4.15)

где k_f – коэффициент провисания цепи. При горизонтальном k_f= 6;

а’ =9,81 м/с²;

Сила, нагружающая валы передачи, Н

F = (1,15...1,20) (4.16)

F = 1,15 .

5 Ориентировочный расчет валов

Предварительно определяют диаметры валов привода из расчета только на кручение при понижен­ных допускаемых напряжениях, мм

( -1,2, 3…), (5.1)

где [т]=(20…30) МПа - для всех валов, кроме червяков, (меньшие величины - для быстроходных валов, большие - для тихоходных валов);

Характеристики

Список файлов курсовой работы