|
|||||||||||||||||
АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Расчет зубчатой передачи. 2.1 Выбор материалов зубчатой передачи и контактного напряжения для зубчатых колес: для колеса – сталь 35 ХМ2.1 Выбор материалов зубчатой передачи и контактного напряжения для зубчатых колес: для колеса – сталь 35 ХМ, твердость > 350 НВ2, термообработка – улучшение; для шестерни – сталь – 40Х, твердость > 45НRC, термообработка – улучшение. Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов: [σ]н=631,5 МПа. Коэффициент Кнβ учитывающий равномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса, несмотря на симметричное расположение зубчатых колес относительно опор, принимается равным, как для случая с несимметричным расположением зубчатых колес относительно опор. Так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывая его деформацию и затрудняя контакт зубцов Кнβ=1,2. 2.2 Определяем межосевое расстояние. ; где Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач принимается Ка=43; - коэффициент ширины венца колеса равным 0,28...0,36 для шестерни расположенной симметрично опорам проектированной не стандартной одноступенчатой зубчатой передачи Полученное значение межосевого расстояния округляем к наибольшему значению из ряда номинального: 2.3 Определяем нормальный модуль зацепления. Полученное значение модуля зацепления округляем к наибольшему значению из ряда номинального: 2.4 Принимаем предварительный угол наклона зубьев . 2.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев. 2.6 Определяем основные геометрические параметры передач.
2.7 Проверяем межосевое расстояние. 2.8 Проверяем контактное напряжение.
где - коэффициент напряжения По табл.3.5 при м/с и 8-ой степени точности коэффициент По табл. при ν<5м/с коэффициент , таким образом Тогда < Так как 17,6<631,5, то условие прочности выполняется. 2.9 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни. , Н/мм2 , Н/мм2 где КFα – коэффициент который учитывает распределение нагрузки между зубьев. Для косозубых передач КFα=0,91 с 8-ой степенью точности; КFβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; КFν – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности, КFν= 1,9 ΥF1 и ΥF2 – коэффициенты формы зуба. Определяем табл.4.4 по количеству зубьев шестерни и колеса. ΥF1=3,98; ΥF2=3,6 - коэффициент наклона зуба. , Н/мм2; , Н/мм2.
3. Расчет клиноременной передачи 3.1 Выбор сечения ремня. В зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом Р1=14,48 кВт, Рн=15кВт, n1=265,4 мин-1, nн=1500 мин-1. Выбираем ремень нормального сечения Б. 3.2 Определяем минимальный допустимый диаметр ведущего шкива. В зависимости от вращающего момента на валу двигателя и сечения ремня: мм 3.3 В целях повышения срока службы рекомендуется принимать ведущий шкив диаметром выше на 1...2 порядка с стандартного ряда: 3.4 Определяем диаметр ведомого шкива. ε=0,01...0,02 – коэффициент скольжения, мм. Полученное значение диаметра ведомого шкива округляем до ближайшему из стандартного ряда: мм. 3.5 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного. 3.6 Межосевое расстояние нужно принимать в интервале: где h=10,5 – высота сечения клинового ремня. 3.7 Определить расчетную длину ремня.
Значение l округляем к ближайшему стандартному l= 3550 мм. 3.8 Уточняем значение межосевого расстояния Для облегчения надевания ремня при монтаже необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 l= 35,5 мм и обеспечить возможность увеличения межосевого расстояния 0,025 l =88,75 мм 3.9 Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива. >120° 3.10 Определить количество клиновых ремней. где Ро – мощность передаваемая одним ремнем, кВт, для ремней сечением Б, диметра ведущего шкива d1=160 и скоростью м/с мощность Ро=3,54. Ср – коэффициент режима роботы, Ср=1,0; СL – коэффициент длины ремня, СL= 1,0; Сz – коэффициент количества ремней, Сz=0,95; Сα – коэффициент угла обхвата, Сα=0,86. z=5,1, z=5. 3.12 Определяем силу предварительного натяжения. где скорость υ=0,5ωр·d1= 0,5·157·0,16=12,6, θ – коэффициент, учитывающий действие центробежных сил для ремней сечения Б θ=0,18(Н·с2)/м2 . , Н
3.13 Определить окружную силу передаваемую клиновым ремнем. , Н 3.14 Определить силу натяжения ведущего и ведомого шкивов. 3.15 Определяем силу давления на вал. , Н 3.16 Ширина шкивов. мм. Проверочный расчет. Проверяем напряжение клинового ремня по максимальным напряжением сечений ведущего шкива. , где σ1 – напряжение растяжения ремня, Н/мм2, , где А=138мм2 – площадь сечения ремня. σН – напряжение изгиба, Н/мм2, , где Еu=100 Н/мм2 – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, h=10,5 – высота сечения клинового ремня. συ – напряжения от центробежных сил, Н/мм2, где ρ=1400 кг/м3, плотность материала ремня. ≤10 Н/мм2
4. Расчет редуктора
4.1 Напряжение валов редуктора. Валы редуктора испытывают два вида деформации: изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, которые приложены со стороны двигателя. Деформация изгиба валов вызывается силами действующими в зубчатом зацеплении закрытой передачи, а так же консольными силами открытой передачи и муфты. 1. Определить силы в зацеплении закрытых передач. Окружная сила: ,Н Радиальная сила: , Н Осевая сила: , Н 2. Определить консольные силы. В проектируемом приводе конструируется открытая ременная передача, которая определяет консольное напряжение на выходном конце вала. Кроме того, консольное напряжение вызывается муфтой, которая соединяет редуктор с двигателем. Схема сил в зацеплении зубчатых прямозубых передач такая же, как у закрытой передачи; угол зацепления α=10° На клиноременной передачи: На муфте: Вращающий момент: 4.2 Проектный расчет валов. 1.Выбор материалов валов. Принимаются термически обработанные стали марок 45 и 40Х. 2.Выбор напряжений, которые допускаются при кручении. Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, при этом не учитываются напряжения изгибов, концентрация и цикличность напряжения. Поэтому для компенсации приближенности этого метода допустимое напряжение принимают заниженное: для быстроходного вала: , н/мм2; для тихоходного: , н/мм2. Вал редуктора представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело количество и размеры ступеней, которого зависят от количества установленных на валу деталей. Цель проектного расчета валов – определить ориентировочные геометрические размеры вала: их диаметр и длину. При этом диаметры и длины степеней (кроме d2 и d4 под подшипник) округляем до стандартного наибольшего значения, d2 и d4 - округляем до ближайшего значения внутреннего диаметра кольца подшипника. Быстроходный вал: 1-я ступень: , мм; , мм. 2-я ступень: (t=2,5), , мм , мм 3-я ступень: (r = 3), ,мм ,мм 4-я ступень: , мм ,мм. Тихоходный вал: 1-я ступень: , мм; , мм.
2-я ступень: (t=2,8), , мм , мм 3-я ступень: (r = 3), ,мм ,мм, от реакции смежного подшипника 4-я ступень: , мм ,мм. 4.3 Эскизная компоновка редуктора. Устанавливает положение колес редукторной пары, элементов открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяют расстояние lБ и lТ между точками приложения сил быстроходного и тихоходного валов, а так же точки приложения силы открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм , от реакции смежного подшипника. 4.4 Построение и расчет эпюр моментов. Поиск по сайту: |
Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.038 сек.) |