Расчет ременной передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Исходные данные:

Параметры



1. Энергокинематический расчет

1.1 Мощность на выходе

1.2 Общий КПД передачи:

1.3 Мощность на входе:

1.4 Частота вращения выходного вала:

1.5 Обороты на ведомом валу:

Выбираем электродвигатель:

Мощность - 3,0 кВт

Тип двигателя - 4А132S4Y3

Обороты - 1455 об/мин

КПД - 0,82

cos

1.6 Определим передаточное число привода и редуктора

Валы	n, об/мин		Т, кНм	Р, кВт
1	1455	152,29	0,05	7,34
2	485	50,76	0,14	6,173
3	107,78	11,27	0,6	6,68



2. Расчет ременной передачи

2.1 Крутящий момент на быстроходном валу

2.2 При данном моменте, по таблице принимаем сечение ремня «Л» с размерами

мм

2.3. Диаметр меньшего шкива

Диаметр ведущего шкива:

2.4 Диаметр большего шкива

Стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 .

2.5 Фактическое передаточное число

2.6 Скорость ремня

2.7 Частота вращения ведомого вала:

2.8 Межосевое расстояние, согласно рекомендациям

2.9 Расчетная длина ремня

Принимаем длину ремня - 1400 мм.



2.10 Уточняем действительное межосевое расстояние:

Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней:

Максимальное межосевое расстояние для создания и подтягивания ремня при вытяжке:

2.11 Угол обхвата на меньшем шкиве

2.12 Исходная длина ремня

Относительная длина ремня



2.13.Коэффициент длины

2.14 Исходная мощность при и , кВт.

2.15 Коэффициент угла обхвата

2.16. Поправка к крутящему моменту на передаточное число

2.17 Поправка к мощности

2.18.Коэффициент режима работы при указанной нагрузке

2.19. Допускаемая мощность, передаваемая клиновым ремнём

2.20 Расчетное число ремней



3. Расчёт зубчатой передачи

3.1 Выбираем материал и допускаемые напряжения для шестерни и колеса

Назначаем материал для шестерни и колеса - сталь 40ХН

3.2 Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни

МПа

Предварительно находим пределвыносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений

где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений

Коэффициент долговечности

Число циклов перемены напряжений

Коэффициент безопасности :

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни:

3.3 Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе.

где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки ,коэффициент долговечности

При HB ? 350,mF =6;

базовое число циклов перемены напряжений ;

эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Соответствено:

Коэффициент безопасности ;

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений,. Коэффициент, учитывающий шероховатость,

Допускаемое напряжение изгиба для колеса

3.4 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте на действие максимальной нагрузки для шестерни

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба :

Коэффициент безопасности:

Следовательно:



3.5 Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

Коэффициент безопасности:

Следовательно:

3.6 Определяем допускаемое напряжение изгиба шестерни:

, МПа

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев:

, МПа

МПа

Коэффициент долговечности:

1=;

где: - базовое число циклов перемены напряжения

-эквивалентное число циклов перемены напряжений.

3.7 Допускаемое контактное напряжение для колеса

, МПа

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев:

Коэффициент долговечности:

;

где: - базовое число циклов перемены напряжения

;

-эквивалентное число циклов перемены напряжений;

вал ремень шпоночный редуктор



3.8 Допускаемое контактное напряжение передачи:

Проверим условие:

3.9 Допускаемые контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни:

Для колеса:

3.10 Расчет передачи на контактную выносливость. Вычисляем начальный диаметр шестерни

Ориентировочная окружная скорость:

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Коэффициент ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор

Коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей:

Коэффициент, учитывающиймеханические свойства материалов сопряжения колес:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

где:-коэффициент торцового перекрытия:

Соответственно:

Начальный диаметр шестерни:

Модуль зацепления:

Пересчитываем начальный диаметр:

3.11 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

Уточняем начальный диаметр шестерни:

-коэффициент, учитывающий динамические нагрузки.

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки.

Находим модуль зацепления:

Ширина зубчатого венца

Принимаем

3.12 Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки. Расчет напряжения от максимальной нагрузки:

Рассчитываем действующее напряжение при расчете на контактную выносливость

=

Расчетное контактное напряжение от максимальной нагрузки:

3.13 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса

Коэффициенты, учитывающие форму зуба шестерни и колеса ; .

Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние:

Расчетная удельная нагрузка :

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку

Соответственно:



Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

в зубьях колеса:

3.14 Проверочный расчет при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки:

Напряжение изгиба при расчете на выносливость:

для зубьев шестерни

для зубьев колеса

Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки:

для зубьев шестерни:

для зубьев колеса:

3.15 Принимаем окончательно параметры передачи:



Определяем межосевое расстояние:

Проверяем межосевое расстояние:

3.16 При необходимости округления межосевого расстояния до целого числа пересчитываем угол наклона

Принимаем межосевое расстояние

Соответственно угол наклона:

Пересчитываем начальные диаметры шестерни:

Колеса:

Проверяем межосевое расстояние



4. Расчет валов

Расчет входного вала:

, мм

Принимаем диаметры вала под:

- Манжет d = 35мм

- Подшипник d = 38мм

- Шестерню d = 32мм

Расчет выходного вала:

Принимаем диаметры вала под:

- Манжет d = 58мм

- Подшипник d = 60мм

- Шестерня d = 62мм

Уточненный расчёт выходного вала

 

Расчет входного вала:

, мм

Принимаем диаметры вала под:

- Манжет d = 26мм

- Подшипник d = 30мм

- Шестерню d = 33мм

Расчет выходного вала:

Принимаем диаметры вала под:

- Манжет d = 45мм

- Подшипник d = 50мм

- Шестерня d = 53мм

5. Выбор подшипников

Принимаем шариковые радиально-упорные подшипники однорядного типа лёгкой серии по ГОСТ 831 -75:

Входной вал: № 36206;d=30мм;D=62 мм; В=16мм;

Вал выходной: № 46209;d=45мм, D=85мм; В=19мм;

Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

млн/об

C - каталожная динамическая грузоподъемность подшипника, С=13100

Р - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипник,

Х- коэффициент радиальной нагрузки, Х=0,45;

Y-коэффициент осевой нагрузки Y = 1,34;



6. Определение размеров корпуса редуктора

Толщина корпуса редуктора:

Толщина стенки крышки корпуса:

1=7,5 мм.

Наименьший зазор между внутренней стенкой корпуса редуктора и колесом:

Расстояние от окружности выступов наибольшего зуба колеса до внутренней поверхности днища:

Толщина верхнего фланца редуктора:

Толщина нижнего фланца крышки редуктора:

Размеры крышек подшипников:

36206	46209
,мм	62	85
,мм	85	110
	105	130
z	4	6

Толщина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:

Размеры элементов сопряжений литых корпусов:

k=24 мм

С=13 мм

= 9 мм

= 17 мм

= 3

Размеры болтов:

Толщина ребер корпуса:

Координата стяжного болта у бобышки:

Крышка смотрового отверстия:

А	В	А1	В1	С	К	R	Размер винта	Число винтов
100	75	150	100	125	100	12	М8	4



7. Расчет цилиндрического колеса

Толщина бандажа по впадинам зубьев:



8. Размеры шпоночных соединений

Сечение шпонки для шестерни:

b = 14мм

h = 9мм

t1 = 5,5 мм

t2 = 3,8 мм

Рабочая длинна шпонки:

Сечение шпонки для ведущего шкива:

b = 8мм

h = 7мм

t1 = 3,5 мм

t2 = 2,8 мм

Рабочая длинна шпонки:

Сечение шпонки для ведомого шкива:

b = 10мм

h = 8мм

t1 = 5 мм

t2 = 3,3 мм

Рабочая длинна шпонки:



Литература

1. Киркач А.Н., Баласанян Г.О. «Курсовое проектирование деталей машин» М.:1968

2. Методические указания по курсу «Детали машин»

Размещено на Allbest.ru

...