Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Расчет быстроходной ступени редуктора
Исходные данные для расчета: n2=86,45 мин-1 Т2=644,03 Нм UБ=5 3.1. Выбор материалов и термообработки для шестерни и колеса. Для шестерни Сталь50 Для колеса Сталь40 Даём поверхностную закалку. 3.2. Механические свойства принятых материалов(см. глава 2, пункт 2.2). 3.3. Расчёт допускаемых напряжений(см. глава 2, пункт 2.3). 3.4. Расчет циклов нагружений. Определим базовое число циклов выносливости NOH, исходя из предела выносливости материала σо.
Определим действительное число нагружений исходя из заданных сроков службы: Nц=n2·60 (кол-во смен)·8·(кол-во лет)·272; Nц=86,45·60·8·2·5·272=112869120 Определим коэффициент Кр(показывает возможность работы зацеплений за заданный срок службы)
Поскольку Кр<1, принимаем[σН]=885,083 Н. 3.5. Расчет зубчатой пары по условию отсутствия поверхностного выкраивания (проектный расчет)
T3-крутящий момент на выходном валу; К-коэффициент нагрузки принимаем равным 1.3; [σH]-допускаемое контактное напряжение (см.п.3.4 [σH]=885,083 МПа); U-передаточное число тихоходной ступени UБ=5; Ψва-коэффициент ширины зуба в соответствии с разделом 1.2 Ψва=0.315; Кαн-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки (Кαн=1.12)
Округление возможно только в большую сторону (по условию прочности). Принимаем аw=140 мм (по ГОСТу).Выбираем нормальный модуль зацепления в соответствии с рекомендациями раздела 1.9. в соответствии со стандартами СЭВ 310-76 принимаем mn=2,5 мм. Определим угол наклона зубьев β и соответствующий окружной модуль зубьев mt. Задаёмся углом наклона зуба β=14º(т.к. угол β должен находится в пределах 8-18º).
и соответствующее число зубьев, которое может разместиться по окружности шестерни
Округляем расчетное значение Z1 до ближайшего целого. Принимаем число зубьев шестерни Z1=18. Тогда число зубьев колеса Z2=UБ·Z1=5·18=90. При этом фактический окружной модуль зубьев составляет
и соответствующий угол наклона зубьев β определим из зависимости:
Определим диаметры делительных окружностей зубчатых колес
Принимаем d1=58 мм, d2=262 мм. Проверка ;
Ширина колеса
Округляем (в большую сторону по условию прочности) . Поскольку при определении межосевого расстояния aw12 коэффициент нагрузки К был принят ориентировочно, рассчитаем его уточненное значение:
Где Kβ-коэффициент концентрации нагрузки; по таблице 1.5. при отношении и расположении шестерни вблизи опоры на весьма жёстком валу(проинтерпалируем значение Kβ) Кv-коэффициент динамической нагрузки(таб. 1.6.); Определяем окружную скорость колёс пары:
Выбираем Кv=1.15 Следовательно К=1,25·1,15=1,35 Таким образом при определении межосевого расстояния aw коэффициент нагрузки К был занижен. При расчете с точным значением К получим новое значение awнов
Новое значение межосевого расстояния соответствует выполнению условия контактной прочности. Следовательно, в передаче, изготовленной по принятым выше размерам (aw12=136,8 мм) бут несколько превышать допускаемые контактные напряжения [σН]. правила проектирования позволяют превышать допускаемые напряжения до 5%, что обосновывается вероятным характером значений механических свойств материалов и приближенность значений коэффициентов Кβ и Кv. Определим действующие контактные напряжения:
857,03 МПа < 885,083 МПа, т.е. σН < [σН]. Превышения допустимых напряжений нет, потому что округление ширины колеса в в большую сторону компенсировало недооценку коэффициента К. Условие контактной прочности при аw=140 мм соблюдается. 3.7. Проверочные расчеты зубчатой пары. В результате проектного расчета, выполненного по условию контактной прочности зубчатых колёс, приняты следующие характеристики пары: Ø Межосевое расстояние аw12=140 мм Ø Диаметр делительной окружности шестерни d1=47 мм Ø Диаметр делительной окружности колеса d2=233 мм Ø Модуль зубьев в нормальном сечении mn=2.5 мм Ø Число зубьев шестерни Z1=18 Ø Число зубьев колеса Z2=90 Ø Угол наклона зубьев β=15,3 Ø Ширина колеса в1=45мм Выполним проверку принятых зубчатых колёс на отсутствие других возможных видов разрушений.
3.8. Проверка на предотвращение пластических деформации поверхностного слоя зубьев. По исходным данным Tmax/Tпот=1.7 В соответствии с формулой и условием прочности
1117,43 МПа < 2120 МПа
, Где εα-торцевой коэффициент перекрытия;
Yβ-коэффициент прочности зубьев наклона контактной линии к основанию зуба при β≤40º
YF2-коэффициент прочности зубьев колёс; определяем по эквивалентному числу зубьев, пользуясь таблицей 1.7.
YF=3.745 (смещения исходного контура нет);
Условие прочности зубьев на изгиб выполняется. 3.8.2. Проверка прочности зубьев на предотвращение пластической деформации зубьев при кратковременных перегрузках.
Условие прочности выполнено. Следовательно, для зубчатой пары принятых размеров ни один вид возможного разрушения не должен произойти в течении проектного срока службы. 3.9. Остальные геометрические параметры. В дополнение к найденным параметрам зацепления определяем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев, необходимые для выполнения рабочих чертежей колес. Диаметры вершин зубьев.
Диаметр впадин
Ширину шестерни принимаем на 10% больше, чем колеса (компенсация возможной неточной сборки).
3.9. Составляющие силы действующие в зацеплении. Условно считаем, что сила Fn, действующая в зацеплении сосредоточена по середине длины зуба (ширина колеса). Пренебрегаем трением, тогда проекции силы Fn на три взаимно перпендикулярных направлениях соответственно определяется зависимостями (таб. 1.9.). Окружная сила
осевая сила
4. Расчет плоскоременной передачи Рассчитаем открытую плоскоременную передачу, установленную в системе привода от двигателя к ленточному транспортёру. Исходные данные:
Частота вращения ведомого шкива
Принимаем: положение передачи –горизонтальное, натяжение ремня периодическое. 4.1. Принимаем прорезиненный ремень из бельтинга Б-820, типа В, предполагая скорость ремня v ≤ 15 м/с. 4.3. Определяем диаметр ведущего шкива
По ГОСТ 17383-73 принимаем d1=224 мм. Тогда По ГОСТ 17383-73 d2 =500 мм. 4.4. Определяем действительную частоту вращения ведомого шкива с учётом принятых стандартных диаметров и упругого скольжения ремня.
Где ε –скольжение ремня ε = 1% при σ0 =1,8 МПа –натяжение от предварительного натяжения.
определение величин погрешности
4.5. Определение скорости ремня.
Принятый ремень типа В подходит, т.к. допускает скорость до 15 м/с. 4.6. Определяем межосевое расстояние
4.7. Определяем длину ремня.
4.7. Определение частоту пробега ремня , что допустимо. 4.8. Определяем углы обхвата
, Что удовлетворяет рекомендациям α1 ≥ 150º. 4.9. Определяем окружную силу
4.10. Задаёмся толщиной ремня δ.
δ = 7,5 мм Z = 5 (число прокладок). 4.11. Определяем допускаемое полезное напряжение [К0]. По таб. 2.3. при находим: [К0] = 2,17 МПа. Для проектируемой передачи с учетом условий работы определяем
Кα =0,97 –коэффициент угла обхвата (таб. 1.4.) Кv =0,98 –скоростной коэффициент (табл. 1.5.) КH =1.0 –коэффициент режима нагрузки передачи (таб. 1.6.) К0 =1.0 –коэффициент способа натяжения расположения (таб. 1.7.)
4.12. Определяем ширину ремня
Принимаем по ОСТ 38.05.98-77 (для ремня типа В) в = 40 мм; δ = 7,5; Z = 5 слоёв; 4.13. Определяем усилие Q, действующее на вал;
4.14. По таб. 2.2. принимаем ширину шкива В = 50 мм.
Определение диаметров концевых участков валов.
Принимаем расчетные диаметры, округляя их в большую сторону до кратности 5, d1=30 мм, d2=55 мм, d3=85 мм. Выбираем шарика подшипники однорядные радиальные с средней серии, по ГОСТ 8338 – 75, принимаем 306 311 317 d1=30мм d2=55 мм d3=85 мм D1=72 мм D2=120 мм D3=180 мм B1=19 мм B2=29 мм B3=41 мм
Вычерчиваем компоновку принимая валы гладкими. Вычерчиваем внутренние стенки редуктора. Большие стенки вычерчиваем на расстоянии 10-12 мм от ближайшей вращающей детали. Меньшие стороны проводим на расстоянии 12-15 мм от ближайшей вращающей детали. Выставляем подшипники на валы.
6.1.Исходные данные для расчёта:
Передаточное число U=2,8 Крутящий момент на валу шестерни –Т1=128,8 Н∙м Крутящий момент на валу колеса – Т2=Т1∙Uk∙η=128.8∙2.8∙0.96=346.21 Частота вращения шестерни –n1=440,9 мин-1 Частота вращения колеса – Срок службы – 5 лет Число смен –2 Коэффициент перегрузки –Tmax/Tном=1,7
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2017-02-06; просмотров: 367; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 18.224.39.74 (0.097 с.) |