Основной расчет цилиндрической зубчатой и клиноременной передач. Определение длины ремня и уточнение межосевого расстояния и угла обхвата. Суть конструктивных элементов корпуса. Анализ установления сил, нагружающих подшипник входного и выходного вала.
Аннотация к работе
Федеральное агентство по образованию Нижнекамский химико-технологический институт (филиал) Государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования7.1.3 Расчет вала на статическую прочность7.2.3 Расчет вала на статическую прочностьВыбор электродвигателя производится по величине требуемой мощности РТР на валу двигателя: РТР = КВТ, где Рпол = P3 Используя общую формулу передаточного числа привода, определяем диапазон передаточных чисел Umin и Umax . Определяем диапазон частот вращения вала двигателя: nдв.min = n3 ·Umin = 78 ·4 = 390 об /мин nдв.max = n3 ·Umax = 78 ·16,8 = 1310,4 об /мин Выбор электродвигателя производится по каталогам АИР с соблюдением следующих условий: Ртр ? Рном , где: Рном - номинальная мощность электродвигателя по каталогу. nдв.min <nc <nдв.maxНаходим частоту вращения двигателя с учетом вращения ротора: nдв = nc ·(1 -) = 1000 ·(1 -) = 960 об /минп1 = nдв = 960 n2 = = = 390 n"3 = = = 78 n""3 = n"3 = n3 = 78
Т""3 = Т"3 ·?муф ·?пк = 1009,498077· 0,98 ·0,99 = 979,4150346Вал двигателя, ведущий шкиф №1 960 32 89,870 9,035Для шестерни и зубчатого колеса выбираем сталь 40Х, термообработка: колесо - улучшение, твердость Н2 = 235 … 262 НВ. шестерня - улучшение, твердость Н1 = 269 … 302 НВ.NHG - число циклов, соответствующие перелому кривой усталости; Примечание: заданную циклограмму нагружения заменяем соответствующий ей типовым режимом. Принимаем II-ой типовой режим NK = 60 ·n ·Lh - ресурс передачи, где п-частота вращения шестерни или колеса ZR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев.Колесо: ?F lim2 = 1,75 •·248,5 = 434,875 МПА NFG = 4 ·10 6 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости; NFE = ?F ·NK - число циклов эквивалентное ресурсу YR-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьев. УА - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего режима нагрузки.Определяем предварительное значение межосевого расстояния: а = К ·(U 1) · мм , где: U =Uзуб = 5 - передаточное число зубчатой передачи Находим окружную скорость V: V = , где: n1 = n2 = 330 об/мин - частота вращения шестерни Принимаем , что зубчатая передача будет косозубой. окружная скорость V= 10 м/с Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния: а = Ка •·(U 1) · , где: Ка = 410 - для косозубых колес КН = KHV ·КН? ·КН? - коэффициент нагрузки где KHV-коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения связанную с погрешностью шагов зацепления и зубьевИз условия прочности зуба на изгиб определяется: mmin = , мм где Km = 2,8 ·10 3 - для косозубых передач; KF = KFV ·КF? ·КF? - коэффициент нагрузки: KFV - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками шагов зацепления (из таблицы 2.9 в зависимости от V, Н, степени точности ?, для косозубых передач) коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагружения, у основания зубьев по ширине зубчатого венца. где К - из раздела 2.4Минимальный угол наклона косозубых колес: ?min = arcsin ?min = arcsin = 5,57698 Для значения ? должны выполняться два условия: 1. ? должно находится в диапазоне 8 … 20°.для шестерни: z1 = ? z1 min z1 min = 17 ·cos 3? z1 min = 17 ·cos 314,83511158 = 15,35603704 z1 = = = 29 > z1 min для колеса: z2 = zs - z1 z2 = 174 - 29 = 145Uф = = = 5 U = Uзуб = 5
?U = ·100 % ? 3% ?U = ·100 % = 0 %Делительные диаметры: для шестерни: d1 = ;При выборе конструктивной схемы шестерни и колеса необходимо руководствоваться рис.2.5 и рис.2.6 и следующими соотношениями: если: Dзаг1 = da1 6 мм ? Dпр1 и Dзаг2 = da2 6 мм ? Dпр2, то конструктивная схема колес по рис.2.5, если: Dзаг1 > Dпр1 и Dзаг2 > Dпр2, то конструктивная схема колес по рис.2.6 в При этом Sзаг ? Sпр Сзаг ? SпрРасчетное значение: ?Н = ? [?]НОкружная: Ft = = 7008,21 НРасчетное значение в зубьях колеса: ?F2 = ? [?]F2 YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по таблице 2.10 для x = 0 и приведенного числа зубьев ZV .Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки: Кпер = =2,0 Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя: ?Н max = ?Н · ? [?]Н max ?F - расчетное значение напряжений изгиба колеса и шестерни (из раздела 2.13) колеса: [?]F max2 = ?F lim2 ·YN max · Kst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки. Принимаем Kst = 1,3 - при объемной термообработке колеса.
План
Содержание
1. Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.2 Определение передаточных чисел двигателя
1.3 Механические параметры на валах привода
1.3.1 Частота вращения, об /мин
1.3.2 Угловая скорость, с -1
1.3.3 Вращающий момент, Н·м
1.3.4 Мощность, КВТ
2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Выбор материала
2.2 Допускаемые контактное напряжение
2.3 Допускаемое напряжение изгиба
2.4 Межосевое расстояние
2.5 Предварительные основные размеры колеса
2.6 Суммарное число зубьев и угол наклона
2.7 Число зубьев шестерни и колеса
2.8 Фактическое передаточное число
2.9 Диаметры колес
2.10 Размеры заготовок
2.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
2.12 Силы в зацеплении
2.13 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
2.14 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
3. Расчет клиноременной передачи
3.1 Выбор сечения
3.2 Находим диаметр ведомого шкива d2
3.3 Определим значение межосевого расстояния «а» по следующим
3.4 По межосевому расстоянию определим длину ремня
3.5 Определим мощность, передаваемую одним ремнем
3.6 Число ремней передачи
3.7 Определим силу предварительного натяжения одного ремня
3.8 Определим силу, передаваемую на валы, от натяжения ветвей ремня с учетом числа ремней
3.9 Ресурс наработки передачи
4. Конструктивные размеры элементов цилиндрического редуктора
4.1 Зубчатая передача редуктора
4.2 Конструкция входного вала
4.3 Конструкция выходного вала
4.4 Крышка подшипниковых узлов
4.5 Конструктивные элементы корпуса редуктора
5. Определение сил, нагружающих подшипники входного вала
5.1 Условия работы входного вала
5.2 Радиальные реакции опор от сил в зацеплении
5.3 Радиальные реакции опор от действия силы на консольной законцовке вала