[ Проектування механічних передач ] | Т ДВ = 18,20 | Т 1 = 76,63 | Т 2 = 294,35 | Т рм = 285,58 |
Вибір матеріалів зубчастих передач. Визначення допустимих напружень
1). Вибираємо матеріал зубчастої передачі
а) Вибираємо марку сталі, твердість і термообробку
- Для шестірні беремо сталь 40ХН, термообробка - покращення і загартування ТВЧ, D перед = 200 мм S перед = 125мм; твердістю 48 ... 53HRC Еl, (460 ... 515 НВ 2);
-Для колеса беремо сталь 40ХН, термообробка - покращення, D перед = 315 мм S перед = 200 мм; твердістю 235 ... 262 НВ 2;
б) Визначаємо середню твердість зубців шестірні і колеса: для шестерні
HB1 cp = (НВ min - НВ max) / 2 = (460 + 515) / 2 = 487,5.
для колеса
HB 2cp = (НВ min - НВ max) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5.
2). Визначаємо базові числа циклів навантаження при розрахунку на контактну міцність
для шестерні
для колеса
3). Дійсні числа циклів зміни напруг:
- Для колеса
- Для шестірні
де: n 2 - частота обертання колеса, хв -1; L h - час роботи передачі год; u - передавальне число щаблі.
4). Визначаємо коефіцієнт довговічності при розрахунку по контактним напруженням
де: N HG - базове число циклів; N - дійсне значення.
- Для шестірні
- Для колеса
5). Визначаємо число циклів зміни напруг
- Для шестірні
- Для колеса
6). Визначаємо допустиме контактне напруження відповідне числу циклів зміни напруг:
- Для шестірні
- Для колеса
7). Визначаємо допустима контактна напруга:
- Для шестірні
Н / мм 2
Н / мм 2
Так як
,
то косозубая передача розраховується на міцність за середнім допустимому контактному напрузі:
Н / мм 2
При цьому умови дотримується
Н / мм 2
8). Визначаємо допустимі напруження згину для зубів шестерні і колеса.
а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності K FL.
де N FO - число циклів зміни напружень, відповідне межі витривалості, N FO = 4 * 10 6 для обох коліс.
- Для шестірні
- Для колеса
Так як N 1> N F01 і N 2> N FО2, то коефіцієнти довговічності K FL1 = 1, і K FL2 = l.
б) визначаємо напруга, що допускається вигину, відповідне числу циклів зміни напружень N F0:
- Для шестірні:
у припущенні, що m <3мм;
- Для колеса:
в) Визначаємо допустима напруга вигину:
- Для шестірні
- Для колеса
Таблиця 4
Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі
Елемент передачі | Марка стали | D перед | Термооб-работка | HRC е1ср | [Σ] Н | [Σ] F | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
S ghtl |
4. Розрахунок закритою конічної зубчастої передачі 1). Визначаємо зовнішній ділильний діаметр колеса d e2, мм:
де К н β - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця. Для прірабативающіхся коліс з прямими зубами К н β = 1; θ Н - коефіцієнт виду конічних коліс. Для прямозубих коліс θ Н = 1.
Отримане значення зовнішнього ділильного діаметра колеса de2 для нестандартних передач округляємо до найближчого значення з ряду нормальних лінійних розмірів 2). Визначаємо кути ділильних конусів шестірні і колеса: для колеса
для шестерні
3). Визначаємо зовнішнє конусний відстань R e, мм: мм 4). Визначаємо ширину зубчастого вінця шестерні і колеса:
де ψ е = 0,285 - коефіцієнт ширини вінця.
Округлити до цілого числа з ряду R a 40, b = 42 5). Визначаємо зовнішній окружний модуль для прямозубих коліс:
де K F β - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця. Для прірабативающіхся коліс з прямими зубами K Fβ = l; - Коефіцієнт виду конічних коліс. Для прямозубих. 6). Визначаємо число зубів колеса і шестерні -Для колеса
-Для шестерні
7). Визначаємо фактичне передавальне число
перевіряємо його відхилення від заданого u.
% 8). Визначаємо дійсні кути ділильних конусів шестірні і колеса: -Для колеса
-Для шестерні
9). Вибираємо коефіцієнт зміщення інструмента для прямозубой шестерні НВ 1ср - НВ 2ср = 487,5-248,5 = 239 Так як 239> 100, Те х 1 = х 2 = 0. 10). Визначаємо зовнішні діаметри шестерні і колеса, мм: Ділильний діаметр шестірні
Ділильний діаметр колеса
Вершини зубів шестерні
Вершини зубів колеса
Западини зубів шестерні
Западини зубів колеса
11). Визначаємо середній ділильний діаметр шестірні й колеса: -Для шестерні
-Для колеса
Перевірочний розрахунок 12). Перевіряємо придатність заготовок коліс. Умова придатності заготовок коліс: Діаметр заготовки шестерні мм Розмір заготівлі колеса
Відповідає 13). Перевіримо контактні напруги
де F t - окружна сила у зачепленні, Н рівна
До Н α - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами прямозубих коліс і коліс із круговими зубами; До Н α = 1 K Hv - коефіцієнт динамічного навантаження. Визначається за табл. в залежності від окружної швидкості коліс м / с, і ступеня точності передачі
443,72 ≤ 514,3 14). Перевіряємо напруги вигину зубів шестерні і колеса: напруги вигину зубів шестерні
напруги вигину зубів колеса
де: K Fα - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами прямозубих коліс K Fα = l; K Fv - коефіцієнт динамічного навантаження; Y Fl і Y F2 - коефіцієнти форми зуба шестерні і колеса. Υ β-коефіцієнт, що враховує нахил зуба; Υ β = l; 4.15. Складаємо табличний відповідь Таблиця 6
5. Розрахунок клиноремінною передачі 1). Вибираємо перетин ременя прі. Р ном = 2,2 кВт n ном = 950 об / хв Вибираємо ділянку А 2). Визначаємо мінімально допустимий діаметр ведучого шківа d min, мм. при Т двиг = 18,20 Н * м, d хв = 90 мм 3). Задаємося розрахунковим діаметром ведучого шківа d 1 = 100 мм.
4). Визначаємо діаметр веденого шківа d 2, мм:
де u - передавальне число відкритої передачі; ε - коефіцієнт ковзання ε = 0.01 ... 0,02. 5). Визначаємо фактичне передавальне число u ф
перевіряємо його відхилення від заданого
умови дотримуються. 6). Визначаємо орієнтовне міжосьова відстань а, мм:
де h - висота перерізу клинового ременя h = 8 мм. , мм 7). Визначаємо розрахункову довжину ременя l мм:
Вибираємо довжину ременя l = 1600 мм 8). Уточнюємо значення міжосьової відстані за стандартною довжині
для полегшення надягання ременя на шків для натягування ременів 9). Визначаємо кут обхвату ременем ведучого шківа α 1 град:
відповідає 10). Визначаємо швидкість ременя v, м / с:
м / с де [v] - що допускається швидкість, м / с для клинових ременів [v] = 25м / с; 11). Визначаємо частоту пробігів ременя U, с -1: с -1?, U ≤ 30 12). Визначимо допустиму потужність, що передається одним клиновим ременем
де - Що допускається наведена потужність, що передається одним клиновим ременем. С - поправочні коефіцієнти. З р = 1 (спокійна), З α = 0,89, З l = 0,95, З z = 0,95, = 0,72, 13). Визначимо кількість клинових ременів шт 14). Визначимо силу попереднього натягу одного клинового ременя Fo, H: Н 15). Визначимо окружну силу, передану комплектом клинових ременів F t, H: Н 16). Визначимо сили натягу ведучої і веденої гілок, Н: Провідна галузь Н Ведена гілка Н 17). Визначимо силу тиску на вал F o n, H: Н Перевірочний розрахунок 18). Перевіряємо міцність одного клинового ременя за максимальними напруженням в перетині провідною гілки
а) σ 1 - напруга розтягування Н / мм 2 Н / мм 2 б) σ і - напруга вигину Н / мм 2 , Н / мм 2 де Е і = 80 ... 100 - модуль пружності при згині прогумованих ременів в) σ v - напруга відцентрових сил Н / мм 2 Н / мм 2 Ρ = 1250 ... 1400 кг / мм 3 г) [σ] р - допустиме напруження розтягування Н / мм 2 [Σ] р = 10 Н / мм 2
Отримані дані занесемо в таблицю Таблиця 7
6. Визначення сил в зачепленні закритих передач Конічна з круговим зубом. Визначаємо сили в зачепленні а) окружна на колесі
окружна на шестерні
б) радіальна на шестерні
y r - коефіцієнт радіальної сили
радіальна на колесі
в) осьова на шестерні
y а - коефіцієнт осьової сили
осьова на колесі
7. Розрахунок валів 1). Розрахуємо перший ступінь валу під елемент відкритої передачі
де = 10 ... 20 Н / мм 2, М к - крутний момент рівний обертального моменту на валу. М к = Т 1 або Т 2 відповідно Вал редуктора швидкохідний Вал редуктора тихохідний Вал редуктора швидкохідний під шестерню Вал редуктора тихохідний під напівмуфту 2). Розрахуємо другий ступінь валу під ущільнення кришки і отвором і підшипник
для швидкохідної t = 2,5, для тихохідної t = 2,8 - Для вала шестерні швидкохідної - Для колеса тихохідного Для швидкохідного
Для тихохідного
3). Розрахуємо третю сходинку під шестерню, колесо
Для швидкохідного
4). Розрахуємо четверту сходинку під підшипник
Для швидкохідного
l 4 = B l 4 = 100 Для тихохідного
l 4 = T l 4 = 20 8. Попередній вибір підшипників 312 d = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для кулькових 7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α = 14 для роликових і конічних підшипників
Муфта пружна з торообразующей оболонкою ГОСТ 20884-82 d 1 = d = 45 D = 250 l ци = 84 l ци = 270 У = 0,25 D = 0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5 δ = 0.05 D = 12.5 C = 0.06 D = 15 D 0 = 0.5 D = 125 D 2 = 0.6 D = 150 d ст = 1.55 d = 69.75 Список використаної літератури 1 Чернавський С.А. та ін «Проектування механічних передач». Машинобудування, М.: 1976, 1984. 2 Решетов Д.Н. Деталі машин - М.: Машинобудування, 1989. - 496 с. 3 Шейнбліт А.Є. Курсове проектування деталей машин: Навчальний посібник для технікумів. - М.: Вища школа, 1991. Будь ласка, не зберігайте тестовий текст. |