125670 (690631), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

3.5 Определяем число циклов перемены напряжений

- для шестерни

- для колеса

3.6 Определяем допустимое контактное напряжение соответствующее числу циклов перемены напряжений

- для шестерни

- для колеса

3.7 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

Н/мм²

соблюдается

3.8 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 Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

4.1 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

4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса

для колеса

для шестерни

4.3 Определяем внешнее конусное расстояние R_e, мм

мм

4.4 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

4.5 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.

4.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни

для колеса

для шестерни

4.7 Определяем фактическое передаточное число

проверяем его отклонение от заданного u.

%

4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса

для колеса

для шестерни

4.9 Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни

НВ_1ср - НВ_2ср = 487,5-248,5=239

Так как

239> 100,

То

х₁=х₂ = 0.

4.10 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

4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

для шестерни

для колеса

Проверочный расчет

4.12 Проверяем пригодность заготовок колес

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

мм

Размер заготовки колеса

Соответствует.

4.13 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

4.14 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

5. Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение ремня при

Р_ном = 2,2кВт n_ном = 950 об/мин

Выбираем участок А

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

d_мин = 90 мм

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива

d₁ = 100 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

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

Определяем фактическое передаточное число u_ф

проверяем его отклонение от заданного

условия соблюдаются.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

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

мм

Определяем расчетную длину ремня l мм:

Выбираем длину ремня l=1600 мм

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

для облегчения надевания ремня на шкив

для натяжения ремней

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁ град:

соответствует

Определяем скорость ремня v, м/с:

м/с

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

Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

с^-1

U ≤ 30

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,

Определим количество клиновых ремней

шт

Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:

Н

Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t, H:

Н

Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь

Н

Ведомая ветвь

Н

Определим силу давления на вал F_on, H:

Н

Проверочный расчет

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

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

Н/мм²

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

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

7.1 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

7.2 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

7.3 Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо

Для быстроходного

7.4 Рассчитаем четвертую ступень под подшипник

Для быстроходного

l₄ = B l₄ = 100

Для тихоходного

l₄ = T l₄ = 20

8. Предварительный выбор подшипников

312 d = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых

7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α= 14 для роликовых и конических подшипников

9. Определение размеров муфты

Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20884-82

d₁ = d = 45 D = 250

l_ци = 84 l_ци = 270

В = 0,25 D = 0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5

δ = 0.05D = 12.5 C = 0.06D = 15

D₀ = 0.5D = 125 D2 = 0.6D = 150

dст = 1.55d = 69.75

Список используемой литературы

1 Чернавский С.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976, 1984.

2 Решетов Д.Н. Детали машин – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

3 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991.

Характеристики

Список файлов курсовой работы