147844 (692083), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Крутящий момент на валу электродвигателя:

(1.9)

2. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем максимальный расчетный крутящий момент на ведущем валу:

; (2.1)

К_д - коэффициент динамичности, который берем из таблицы 2.1, в зависимости от величины К_max.

К_реж ~ коэффициент сменности работы, приводимый в таблице 2.1 для предоставленного в задании числа смен работы.

В зависимости от T_Rmax , далее выберем требуемое сечение ремня.

Таблица 2.1

Значение коэффициентов для расчета ременной передачи

По данным таблицы и согласно заданному варианту циклограммы, определяем значения коэффициентов:

К_д=1,1;

К_реж=0.15

Подставив значения полученных коэффициентов в формулу 2.1, вычислим: Т_Rmax = [Нм]

По данным таблицы 2.1 выберем требуемое сечение и выпишем все его данные.

Таблица 2.2 Некоторые параметры ремней различных сечений (ГОСТ 12841-80)

Согласно полученным данным выбираем ремень сечения A, имеющий следующие характеристики: d_min = 90[мм]; 1₀ = 1700[мм];

Назначим диаметр ведущего шкива d₃ больше, чем d_min Возьмем: d₃ = 100 [мм] - по таблице П.7, [1, стр. 68].

Определяем диаметр ведомого шкива d₄:

d₄=d₃ u_p -0,985; (2.2)

.d₄= 100* 2,8*0.985 = 275,83[мм]

Согласовываем диаметр d₄ с ближайшим значением ряда R - 40:

d₄ = 280[мм]

(2.3)

Определяем минимальное межосевое расстояние а_min=d₄ = 280\мм\.

Требуемая минимальная длина ремня:

Выбираем рабочую длину ремня l_p>l_min по таблице 2.2:

1_р =1400 [мм].

Затем уточняем межосевое расстояние:

а = а_min + 0,5(l_p -l_min ): (2.4)

а = 280+0,5(1400-1186)=387[мм].

Определяем линейную скорость ремня:

Определим число пробегов ремня в секунду:

;(2.5)

Определяем угол охвата ведущего шкива:

;(2.6)

(2.7)

Определяем требуемое число ремней:

C_L-коэффициент, учитывающий длину ремря;

где l₀=1700[мм] - величина, взятая из таблицы 2.2.

- коэффициент, учитывающий угол охвата ведущего шкива;

С_р = 0,9- коэффициент нагрузки (таблица 2.1).

Ро - мощность, передаваемая одним ремнем, которая берется из таблицы П.7, [1, стр. 68],

в зависимости от диаметра шкива d₃ линейной скорости ремня v.

Ро = 950 [Вт];

С, = 0,9- коэффициент, учитывающий неравномерность натяжения ремней

z=3

Определяем полезную окружную передаваемую силу:

(2.8)

Oпределяем силу предварительного натяжения ремня:

(2.9)

Так как , то второе слагаемое можно не учитывать.

Определяем силу давления на валы:

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1. Выбор материалов и допускаемых напряжений

Так как крутящий момент ведомого вала равняется Т₂=140[Нм], то целесообразнее всего цементация стали.

Для изготовления зубчатых колес выбираем сталь марки 25ХГТ. После термообработки, твердость шестерни составит около 610 НВ, а твердость колеса - около 570 НВ.

Допускаемые контактные напряжения:

^; (3.1)

где: - базовый предел контактной выносливости;

П ри улучшении формула определения базового предела контактной выносливости примет вид (3.2):

S_H - коэффициент запаса, принятый равным для цементации + закалки S_H=1,2;

(3.3)

- коэффициент долговечности.

Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда N_HE>N_HG. В противном случае следует принять

где: N_HG1(2)- базовое число циклов предела контактной выносливости, определяемое по графикам, изображенным на рис. 3.

По графику определяем: N_HG1=140*10⁶

N_HG2=130*10⁶

N_HE1(2)- эквивалентное число циклов нагружения шестерни и колеса, рассчитываемое по формуле:

(3.4)

где: L = 16 тыс. ч. - срок службы, приведенный в задании;

k_max,k_i,l_i - относительные величины нагрузок и относительная продолжительность и х действия, приведенные в задании на курсовое проектирование и циклограмме нагрузки:

Так как N_HE1>N_HG1,то

Т ак как N_HE2>N_HG2 ,то

О пределим допускаемые напряжения изгиба:

базовый предел изгибной выносливости, равный для улучшения: (3.5)

К оэффициент запаса S_F для цементации + закалки:

S_F =1,5.

Коэффициент долговечности при закалке:

(3.6)

Однако следует учесть, что формула (3.3) работает только когда N_FE>-N_FG. В противном случае следует принять =1.

N_FG1(2) - базовое число циклов. Примем N_FG1(2) = 4*10⁶.

(3.8)

Так как , то принимаем ;

(3.9)

Примем = 0,255 .

Тогда получим значение межосевого расстояния, округленное до стандартного:

(3.10)

Назначим модуль зацепления: m_n=0.018*a_w=1,3; Выберем стандартный модуль зацепления m=2.5 Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(3.11)

где: может принять значение в диапазоне от 0,86 до 0,88. Примем: ' = 0,87;

Округлим до целого значения, получив при этом =97. Далее уточним значение угла наклона зубьев:

, откуда: .

Определим число зубьев шестерни:

(3.12)

Т огда:

Проверим верность расчета:

(3.13)

В ыполнение условия (3.15) свидетельствует о верности расчета.

Основные параметры зубчатых колес

М инимальное число зубьев, которое можно нарезать без смещения:

Т ак как

, нарезаем колеса без смещения.

Н ачальные (делительные) диаметры зубчатых колес:

Диаметры окружностей выступов:

(3.14)

Д иаметры окружностей впадин:

Ширина колес должна удовлетворять условию , примем b = 20 (мм), что соответствует условию.

Линейная скорость:

(3.15)

По таблице П. 14 [1, стр. 73], выбираем точности изготовления колес, в зависимости от линейной скорости. Как видно, для их изготовления достаточна восьмая (средняя) степень точности.

Определяем силу в зацеплении

О кружные силы:

Радиальные силы:

О севые силы:

- коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей

3 .3. Проверочный расчет зубчатых передач

Определяем фактические контактные напряжения:

z„ = 1,76^0,973 =1,733;

Коэффициент, учитывающий перекрытие: Т

^zi =

s_a - коэффициент торцевого перекрытия, который равен:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба определяем по рисунку 4.2 [1, стр. 20]: к_1ф = 1,3.

Коэффициент динамической нагрузки определяем из таблицы П.16 [1, стр.74]: ^,=1,02.

Теперь можем подставить значения всех найденных коэффициентов и выполнить проверку неравенства:

Далее определяем фактические напряжения изгиба для более слабых зубьев. Эквивалентное число зубьев прямозубых колес:

Теперь по рисунку 4.3 [1, стр. 21] определяем коэффициенты формы зубьев зубчатых колес Y_F];Y_F2, в зависимости от значений z_vl;z_v2. Итак, получили:

У_л(х = 0,006;г = 21)*4.15;

Характеристики

Список файлов курсовой работы