Конструирование узлов и деталей привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

i=0,2;

j=0,4;

k=0,4;

y=0,9;

z=0,5;

Мощность, P_вых=2,5кВт;

Угловая скорость, _вых=1,2с^-1;

Срок службы, L_h=5000ч;

Циклограмма нагружения

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

1.1 Выбор электродвигателя (из серии 4А)

1.2 Определение передаточных чисел

1.3 Определение кинематических параметров приводов

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Расчёт быстроходной передачи

2.1.1 Выбор материала

2.1.2 Межосевое расстояние

2.1.3 Предварительные основные размеры колеса

2.1.4 Модуль передачи

2.1.5 Суммарное число зубьев и угол наклона

2.1.6 Число зубьев шестерни и колеса

2.1.7 Фактическое передаточное число

2.1.8 Диаметры колёс

2.1.9 Размеры заготовок колёс

2.1.10 Силы в зацеплении

2.1.11 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

2.1.12 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ

3.1 Диаметры быстроходного вала

3.2 Диаметры промежуточного вала

3.3 Диаметры тихоходного вала

4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁ

4.1 Подбор шпонок

4.2 Расчёт шпонок на смятие

4.3 Проектирование ступиц

5. РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ

5.1 Расстояние между деталями передач

5.2 Определение сил и реакций

5.3 Определение опасного сечения

5.4 Расчёт вала на сопротивление усталости

6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

6.1 Исходные данные

6.2 Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность.

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ

8. СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И УПЛОТНЕНИЯ

8.1 Смазывание зубчатых передач редуктора

8.2 Смазывание подшипника

8.3 Смазочные устройства

8.4 Выбор уплотняющих устройств

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНОЙ ДЕТАЛИ И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

10. ВЫБОР МУФТ

10.1 Расчёт на смятие упругого элемента

10.2 Расчёт пальцев муфты на изгиб

11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗВЁЗДОЧКИ

12. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ ПРИВОДА

ЛИТЕРАТУРА

ПРИЛОЖЕНИЕ А

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

1.1 Выбор электродвигателя (из серии 4А)

=²_ццеп

где _ц- КПД зубчатой передачи;

_цеп - КПД цепной передачи;

=0,92*0,96²=0,847

P_эл.тр=Р_вых/=2,5/0,85==2,95кВт

По таблице двигатель 100S₄/1435.

1.2 Определение передаточных чисел

;

u_пр=_дв/_вых=150,27/1,2=125,2

u_цеп=4

u_ред=u_пр/u_цеп=125,2/4=31,3

u_быст=u_ред/u_тих=41,3/5=6,266,3

1.3 Определение кинематических параметров приводов

Вращающий момент

T₁=T_дв=P_эл.дв./_дв.=2,95/150,27=0,0196кНм

T₂=T₁u_быстц=0,0196*6,3*0,96=0,119кНм

T₃=T₂u_тихц=0,119*5*0,96=0,569кНм

T₄=T₃u_цепцеп=0,569*4*0,92=2,097кНм

Мощность

P₁=P_эл.дв=2,95кВт

P₂=P_1ц=2,95*0,96=2,83кВт

P₃=P_2ц=2,83*0,96=2,72кВт

P₄=P_3цеп=2,72*0,92=2,5кВт

Частота вращения

n₁=n_дв=1435мин^-1

n₂=n₁/u_быст=1435/6,3=227,78мин^-1

n₃=n₂/u_тих=227,78/5=45,5мин^-1

n₄=n₃/u_цеп=45,5/4=11,4мин^-1

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Расчёт быстроходной передачи

2.1.1 Выбор материала.

Шестерня: 40ХН, улучшение и закалка ТВЧ, HRC48, _т=750Мпа

Колесо: 40ХН, улучшение, HB250, _т=630Мпа, D_пред=315мм, S_пред=200мм

Допускаемые напряжения

[]_H1=14HRC+170=14*48+170=842МПа

[]_H2=1,8HB+67=1,8*250+67=517МПа

[]_F1=370МПа

[]_F2=1,03HB=1,03*250=257,5МПа

[]_H1max=40HRC=40*48=1920МПа

[]_H2max=2,8_т=2,8*630=1764МПа

[]_F1max=1260МПа

[]_F2max=2,74HB=2,74*250=685МПа

2.1.2 Межосевое расстояние

K_a=4300

x=i+yj+zk=0,2+0,9*0,4+0,5*0,4=0,76

_a=0,25

_d=0,5_a(u+1)=0,5*0,25(1+6,3)=0,91

K_H=2,1

K_H=K_H(1-x)+x=2,1(1-0,76)+0,76=1,261,05

N_HG=(HB)³=(250)³=15,62*10⁶

N=60n₂n₃L=60*227,78*1*5000=68,3*10⁶

K_HД1

T_HE2=K_HДT₂=1*118,72=118,72

a_W=125мм

2.1.3 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина

2.1.4 Модуль передачи

K_т=5,8

N_FG=4*10⁶

N=60n₂n₃L=60*227,78*1*5000=68,3*10⁶

K_FД1

T_FE=K_FДT₂=1*118,72

m1,5мм

2.1.5 Суммарное число зубьев и угол наклона

Суммарное число зубьев

z=164

Действительное значение угла

2.1.6 Число зубьев шестерни и колеса

z₂=z-z₁=164-22=142

2.1.7 Фактическое передаточное число.

U_ф=z₂/z₁=142/22=6,45

2.1.8 Диаметры колёс.

Делительные диаметры

d₂=2a_w-d₁=2*0,125-0,035м

Диаметры окружности вершин и впадин

a=0,5m(z₂+z₁)=0,5*0,0015*164=0,123

d_a1=d₁+2(1+x₁-y)m=0,0335+2(1+0+1,3)0,0015=0,0404м

d_f1=d₁-2(1,25-x₁)m=0,0335-2*1,25*0,0015=0,02975м

d_a2=d₂+2(1+x₂-y)m=0,216+2(1+0+1,3)0,0015=0,223м

d_f2=d₂-2(1,25-x₂)m=0,216-2*1,25*0,0015=0,212м

2.1.9 Размеры заготовок колёс.

D_заг=d_a+6мм=223+6=229мм

2.1.10 Силы в зацеплении.

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

F_a=F_ttg=1099*tg11,4=198,9Н

2.1.11 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

Окружная скорость

Степень точности - 8

K_F=0,91

K_F=K_F(1-x)+x=1,82(1-0,76)+0,76=1,2

K_F=1,06

Y_F=3,6

K_FД=1

F_tE=K_FД*F_t=1*1099=1099

Y_F1=3,92

_Fпик1=370*2=740Мпа 1260МПа

_Fпик2=257,5*2=515Мпа 685МПа

2.1.12 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям.

K_H=1,1

K_H=2,7*10⁵

K_H=1,26

K_H=1,02

_Hпик1=842*2^1/2=1190,7МПа 1920МПа

_Hпик2=517*2^1/2=731,1МПа 1764МПа

Расчёт тихоходной цилиндрической и цепной передачи, а также быстроходной передачи был выполнен на компьютере. Результаты указаны в приложении А. Дальнейшие расчёты будут вестись только по ним.

3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ

3.1 Диаметры быстроходного вала

d=19мм

d_пd+2t=19+2*3=25мм d_п=25мм

d_БПd_п+3r=25+3*1,6=29,8мм d_БП=30мм

l_КБ=1,5d_п=1,5*25=37,5мм l_КБ=38мм

l_МТ=1,2d=1,2*19=22,8мм l_МТ=24мм

3.2 Диаметры промежуточного вала

d_K=36мм

d_БКd_к+3f=36+3*1,2=39,6мм d_БК=40мм

d_Пd_к-3r=36-3*2,5=28,5мм d_П=30мм

d_БПd_п+3r=28+3*2,5=35,5мм d_БП=36мм

3.3 Диаметры тихоходного вала

d=42мм

d_Пd+2t_ц=42+2*3,5=49мм d_П=50мм

d_БПd_п+3r=50+3*2,5=57,5мм d_БП=60мм

l_КТ=1,25d_п=1,25*50=62,5мм l_КТ=63мм

l_МТ=1,2d=1,2*42=50,4мм l_МТ=53мм

4. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

4.1 Подбор шпонок

Для тихоходного вала с диаметром ступени 60мм взята шпонка 12*8 длиной l=50мм, с диаметром ступени 42мм - шпонка 18*11 длиной l=45мм; для промежуточного вала с диаметром ступени 36мм - шпонка 12*8 длиной l=30мм; а для быстроходного вала с диаметром ступени 19мм - шпонка 6*6 с длиной l=140мм.

4.2 Расчёт шпонок на смятие

Шпонка под колесо на тихоходном валу

Шпонка под колесо на промежуточном валу

Шпонка под звёздочку на тихоходном валу

Шпонка под муфту на быстроходном валу

4.3 Проектирование ступиц

Размеры ступицы для колеса на тихоходном валу:

Длина посадочного отверстия колеса

l_ст=0,9d=0,9*60=54мм

Диаметр ступицы

d_ст=1,5d+10мм=1,5*60+10=100мм

Ширина торцов зубчатого венца

S==2,5m+2мм=2,5*2,5+2=8,25мм8мм

Размер фаски

f=0,5m=0,5*2,5=1,25мм

Фаска будет выполнена под углом _Ф=45

5. РАСЧЁТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ПРОЧНОСТЬ.

5.1 Расстояние между деталями передач

с=(0,3…0,5)а=0,3*12=3,64мм

5.2 Определение сил и реакций

Для этого вала взят подшипник 36210.



привод подшипник смазочный машина

Подшипники установлены «врастяжку».

l=a+b₃+c+b₁+a=12+35+4+31+12=94мм

М_А=0

F_r81,94-F_a234,182+R_B^r(81,94+46,94)=0

F_t*81,94+R_B(81,94+46,94)+F_ц*179,16=0

М_В=0

-R_A^r*128,88-F_r46,94-F_a234,182=0

-R_A*128,88-F_t46,94+F_n50,28=0

Проверка реакций

R_A^r+R_B^r+F_r=0 -2446+569+1877=0 R_A+R_B+F_ц+F_t=83,3-10092,5+4943+5066=0

1 участок 0Z0,082м

M_r=R_A^rz

M_t=R_Az

2 участок 0Z0,047м

M_r=R_A^r(0,082+z)+F_rz+M

M_t=R_A(0,082+z)+F_tz

3 участок 0Z0,05м

M_r=0

M_t=F_цz



5.3 Определение опасного сечения

N	Mr	Mt	T
1	0	0	0
2	-200,425	6,82	593,22
3	0,0224	248,53	593,22
4	0	0	593,22

Для вала выбрана сталь 40Х с _В=790МПа., для диаметра 60мм взята шпонка 18*11, для диаметра 42мм - 12*8.

N	d,мм	W,м3	K	Ma,Н*м	T,Н*м
1	50	1,22*10-5	2,52	0	0	0
2	60	1,87*10-5	1,62	200,541	593,22	54,24*106
3	50	1,22*10-5	2,52	248,534	593,22	132,8*106
4	42	0,64*10-5	1,62	0	593,22	150,15*106

Расчёт на сопротивление усталости нужно вести по 4 сечению.

5.4 Расчёт вала на сопротивление усталости

Уточнённые расчёты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчёт выполнен в форме проверки коэффициента прочности S, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S]=1,5-2,5 в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля.

Для наиболее опасного сечения вычислен коэффициент S по формуле:

_-1=210Мпа

6. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ.

6.1 Исходные данные

Для данного вала назначается подшипник средней серии 46310.

C_r=71800H L_10h=5000ч

C_0r=44000H n=45,5мин^-1

F₁=10092H =26

F₂=2446H

F_A=970H

6.2 Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность

Коэффициент минимальной осевой нагрузки для шариковых радиально-упорных с углом контакта =26 подшипников: e=e=0,68

Осевые составляющие от действия радиальных сил

S=eF_r

S₁= e₁F₁=0,68*10092=6862H

S₂= e₂F₂=0,68*2446=1663H

При условии нагружения S₁S₂; F_A0 осевые силы следующие

F_a1=S₁=6862H

F_a2=F_a1+F_A=6862+970=7834H

F_a1/F_r1=6862/10092=0,68

F_a2/F_r2=7834/2446=3,5

В 1 подшипнике 0,68=е, поэтому

X₁=1 Y₁=0

Во 2 подшипнике 3,5e, поэтому

X₂=0,41 Y₂=0,87 e=0,68

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипниках

P_r=(VX₁F₁+Y₁F₂)K_бK_т

P_r1=10092*1,41=14229,7Н

P_r2=(2446*0,41+7834*0,87)1,41=11024Н

Наибольшей нагрузкой будет являться P_r1, поэтому дальнейший расчёт будет вестись по ней.

Динамическая грузоподъёмность наиболее нагруженного подшипника

Неравенство выполняется, поэтому выбранные подшипники выдержат заданные нагрузки.

7. КОНСТРУИРОВАНИЕ КРЫШЕК ПОДШИПНИКОВ

Крышки подшипников были выполнены закладными из чугуна марки СЧ15.

Крышки на промежуточном валу

b=3мм

l=2,5b=2,5*3=7,5мм

=5мм

₁=(0,9…1)=1*5=5мм

S=(0,9…1)=1*5=5мм

С=0,5S=0,5*5=2,5мм

Крышки на тихоходном валу

b=5мм

l=2,5b=2,5*5=12,5мм

=7мм

₁=(0,9…1)=1*7=7мм

S=(0,9…1)=1*7=7мм

С=0,5S=0,5*7=3,5мм

Крышки на быстроходном валу

b=3мм

l=2,5b=2,5*3=7,5мм

=5мм

₁=(0,9…1)=1*5=5мм

S=(0,9…1)=1*5=5мм

С=0,5S=0,5*5=2,5мм

8. СМАЗОЧНЫЕ УСТРОЙСТВА И УПЛОТНЕНИЯ

8.1 Смазывание зубчатых передач редуктора

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления, тем большей вязкостью должно обладать масло.

Окружная скорость одного из колёс данного редуктора 2,52 м/с, а максимальные контактные напряжения 747,93 МПа. Следовательно, необходима кинематическая вязкость 50*10^-6 м²/с. Такую вязкость даёт индустриальное масло И-50А.

В данный редуктор достаточно погружать в масло только колесо тихоходной ступени.

Наименьшая глубина погружения равна 2,5мм, а наибольшая

h_M=0,25d_2T=0,25*234,182=58,54мм.

8.2 Смазывание подшипника

Подшипники смазываются тем же маслом, которым смазываются детали передач. При картерной смазке колёс подшипники качения смазываются брызгами масла. В данном редукторе окружная скорость колёс ?1 м/с, поэтому брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса.

8.3 Смазочные устройства

Для слива масла используется сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической резьбой.

d М16*1,5

D=25мм

D₁=21,9мм

L=24мм

l=13мм

b=3мм

t=1,9мм

Цилиндрическая резьба не создаёт надёжного уплотнения, поэтому под пробку с цилиндрической резьбой установлена уплотняющая прокладка из паронита.

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе установлен маслоуказатель жезловой (щуп).

8.4 Выбор уплотняющих устройств

Для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также защиты от попадания влаги и пыли установлена резиновая армированная манжета для валов ГОСТ 8752-79. Манжета установлена открытой стороной внутрь корпуса, это позволяет обеспечить хороший доступ смазочного масла к рабочей кромке манжеты.

9. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСНОЙ ДЕТАЛИ И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Корпус и крышка вылиты из серого чугуна СЧ15. Толщина стенки чугунного корпуса взята в зависимости от приведённого габарита корпуса.

N=(2L+B+H)/4=(810+94+300)/4=301

=8мм

Толщина стенки крышки корпуса.

₁=0,9=0,9*8=7,2мм

Толщина фланца.

b₁=1,5=1,5*8=12мм

Ширина фланца

l=(2…2,2)d, где d - диаметр болтов, стягивающих крышку и корпус

l =2,2*12=26,4мм

Диаметр прилива для закладной крышки

D'_П=1,25D+10мм, где D - отверстие в корпусе под подшипник

Быстроходный вал

D'_П=1,25*52+10=75мм

Промежуточный вал

D'_П=1,25*62+10=87,5мм

Тихоходный вал

D'_П=1,25*110+10=147,5мм

Для соединения крышки с корпусом использованы болты с шестигранной головкой. Диаметр винтов (d=12мм) и отверстия (d₀=13мм) в крышке приняты в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени передачи.

Для фиксирования крышки относительно корпуса применены штифты, расположенные на максимальном расстоянии друг от друга.

d_шт=(0,7…0,8)d, где d - диаметр крепёжного винта.

d_шт=0,7*12=8,4мм

Опорная поверхность корпуса выполнена в виде двух длинных, параллельно расположенных платиков. Диаметр d_K=16мм и число винтов n=4 приняты в зависимости от межосевого расстояния редуктора.

Толщина платика

g=1,25d_K=1,25*16=20мм

Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора сделаны проушины.

d=3₁=3*7=21мм

S=(2…3)₁=2*7=14мм

Для подъёма и транспортировки корпуса предусмотрены крючья, которые отливаются заодно с корпусом.

R₁=(1,5…2)=1,5*8=12мм

S=(2…3) =2*8=16мм

10. ВЫБОР МУФТ

Приближённый расчёт нагрузок, действующий на муфту в приводе.

Т_К=КТ_Н=1,2*19,6=23,92Нм

Т_Н=19,6Нм - номинальный длительно действующий момент;

К=1,2 - коэффициент режима работы

Исходя из этого, ставлю между двигателем и редуктором упругую втулочно-пальцевую муфту с наружным диаметром D=125мм и допустимым моментом Т=125Нм.

10.1 Расчёт на смятие упругого элемента

Расчёт проводится в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.

Исходные данные

Вращающий момент Т_К=23,92Нм

Диаметр пальца d_П=0,014м

Длина упругого элемента l_ВТ=0,033м

Диаметр расположения пальцев D₀=0,09м

Число пальцев z=4

Допускаемое напряжение 2МПа

10.2 Расчёт пальцев муфты на изгиб

Пальцы муфты изготовлены из стали 45.

Исходные данные

Зазор между полумуфтами С=0,005м

Предел текучести материала []_Т=540МПа

Допускаемые напряжения изгиба []_И=(0,4…0,5)[]_Т=0,4*540=216МПа

Предельные смещения валов, исходя из табличных значений, приняты:

радиальные =0,1мм

угловые =0,3мм

осевые =0,8мм

11. КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗВЁЗДОЧКИ

Исходные данные

Число зубьев звёздочки z=23

Диаметр делительной окружности d_Д=233,17мм

Число рядов цепи n=1

Шаг цепи t=31,75мм

Ширина пластин цепи h=30,2мм

Диаметр ролика цепи D_Ц=19,05мм

Расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи b₃=19,05мм

Расчетные данные

Диаметр окружности выступов

Диаметр проточки

Радиус впадины

r=0,5D_Ц+0,05мм=0,5*19,05+0,05=9,6мм

Диаметр окружности впадин

D_i=d_Д-2r=233,17-2*9,6=213,97мм

Ширина зуба цепи

b₁=0,93b₃-0,15мм=0,93*19,05-0,15=17,57мм

Радиус закругления зуба

r₃=1,7D_Ц=1,7*19,05=32,38мм

Радиус сопряжения

r₁=0,8D_Ц+r=0,8*19,05+9,6=24,84мм

Половина угла впадины

Угол сопряжения

Половина угла зуба

Радиус головки зуба

r₂=D_Ц(1,24cos+0,8cos-1,3025)-0,05мм=19,05(1,24cos14,2+0,8cos15,56-1,3025)-0,05мм=12,72мм.

12. КОНСТРУИРОВАНИЕ РАМЫ ПРИВОДА

Для создания базовых поверхностей под электродвигатель и редуктор на раме размещены платики в виде узких полос. Ширина и длина платиков больше ширины и длины опорных поверхностей электродвигателя и редуктора на величину 2С₀.

С₀=0,05b_Э+1мм=28*0,05+1=2,5мм

где b_Э- ширина опорной поверхности редуктора.

Основные размеры рамы:

длина

L₁=496мм500мм

L₂=462мм480мм

ширина

B₁=205мм240мм

B₂=210мм

Эти размеры соответствуют расстоянию между опорами электродвигателя и редуктора, увеличенному на 10мм.

высота

H₁=0,1L₁=0,1*500=50мм.

H₂=50мм.

Но в виду сложности конструкции рамы, высоту пришлось принять 100мм.

Высота платиков принята 5мм.

Швеллера, как правило, располагают полками наружу, но в данном проекте швеллера под редуктором пришлось установить полками вовнутрь. Поэтому для удобства крепления редуктора к раме косые шайбы и гайки приварены к полкам швеллеров.

Для крепления рамы к полу цеха применены фундаментные болты в количестве 8 штук.

Их размеры:

d M16

D=26мм

l=28мм

H=200мм

D₀=40мм

ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П.Ф., Леликов 0.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: “Высшая школа”, 1985

2. Левицкий В.С. Машиностроительное черчение. - М.: “Высшая школа”, 1988.

3. Поляков В.С., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам. - Л.: Машиностроение, 1979.

4. Решетов Д.Н. Детали машин: атлас конструкций. Ч.1 - М.:Машиностроение,1992.

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Тихоходная передача

1. Исходные данные.

Мощность на ведущем валу, кВт 2.83

Частота вращения шестерни, об/мин 227.78

Проектное передаточное число 5.00

Расчетный срок службы, час 5000

Материал шестерни 40ХН ГОСТ 4543-71

Термообработка шестерни Объемная закалка

Материал колеса 40ХН ГОСТ 4543-71

Термообработка колеса Объемная закалка

Заготовка шестерни Штамповка

Заготовка колеса Штамповка

Обработка выкружки шестерни Фрезерование

Обработка выкружки колеса Фрезерование

Тип зубьев Косой

Зуборезный инструмент шестерни Фреза

Зуборезный инструмент колеса Фреза

2. Кинематические параметры.

Фактическое передаточное число 5.11

Частота вращения шестерни, об/мин 227.78

Частота вращения колеса, об/мин 45.56

Линейная скорость, м/с 0.56

3. Параметры передачи.

Нормальный модуль, мм 2.50

Межосевое расстояние передачи, мм 140.00

Угол наклона зубьев 1050'38"

Степень точности 8

Суммарный коэф. перекрытия 2.51

Угол зацепления зубчатых колес 20.34

Число зубьев шестерни 18

Число зубьев колеса 92

Коэф. смещения исх. контура шестерни 0.0000

Коэф. смещения исх. контура колеса 0.0000

4. Размеры колес.

Диаметр окружности вершин шестерни, мм 50.818

Делительный диаметр шестерни, мм 45.818

Начальный диаметр шестерни, мм 45.818

Диаметр окружности впадин шестерни, мм 39.568

Ширина венца шестерни, мм 35.00

Диаметр окружности вершин колеса, мм 239.182

Делительный диаметр колеса, мм 234.182

Начальный диаметр колеса, мм 234.182

Диаметр окружности впадин колеса, мм 227.932

Ширина венца колеса, мм 35.00

5. Прочностные и силовые параметры.

Контактное напряжение, МПа 747.93

Момент на быстроходном валу, Нм 118.64

Момент на тихоходном валу, Нм 593.22

Суммарное давление на вал, Н 5403.03

Окружное усилие шестерни, Н 5066.28

Радиальное усилие шестерни, Н 1877.65

Осевое усилие шестерни, Н 970.48

Окружное усилие колеса, Н 5066.28

Радиальное усилие колеса, Н 1877.65

Осевое усилие колеса, Н 970.48

Расчёт цепной передачи

1. Исходные данные.

Мощность на ведущем валу, кВт 2.72

Частота вращен. ведущ. звездочки, об/мин 45.50

Марка цепи ПРЛ-31.75-7000

Срок службы, час 5000

Коэффициент эксплуатации 2.2

Передаточное число 4.00

2. Рассчитанные параметры.

Делительный диаметр ведущ. звездочки, мм 233.17

Делительный диаметр ведом. звездочки, мм 929.96

Диаметр вершин ведущей звездочки, мм 246.87

Диаметр вершин ведомой звездочки, мм 945.30

Число зубьев ведущей звездочки 23

Число зубьев ведомой звездочки 92

Межосевое расстояние, мм 1219.86

Длина цепи, мм 4381.50

Количество звеньев 138

Давление на вал, Н 4943.56

Расчетный срок службы, час 11356

Быстроходная передача

1. Исходные данные

Мощность на ведущем валу, кВт 2.95

Частота вращения шестерни, об/мин 1435.00

Проектное передаточное число 5.00

Расчетный срок службы, час 5000

Материал шестерни 40ХН ГОСТ 4543-71

Термообработка шестерни Эакалка ТВЧ

Материал колеса 40ХН ГОСТ 4543-71

Термообработка колеса Улучшение

Заготовка шестерни Штамповка

Заготовка колеса Штамповка

Обработка выкружки шестерни Фрезерование

Обработка выкружки колеса Фрезерование

Тип зубьев Косой

Зуборезный инструмент шестерни Фреза

Зуборезный инструмент колеса Фреза

2. Кинематические параметры

Фактическое передаточное число 5.13

Частота вращения шестерни, об/мин 1435.00

Частота вращения колеса, об/мин 287.00

Линейная скорость, м/с 2.52

3. Параметры передачи

Нормальный модуль, мм 2.00

Межосевое расстояние передачи, мм 100.00

Угол наклона зубьев 1128'42"

Степень точности 8

Суммарный коэф. перекрытия 2.63

Угол зацепления зубчатых колес 20.38

Число зубьев шестерни 16

Число зубьев колеса 82

Коэф. смещения исх. контура шестерни 0.0000

Коэф. смещения исх. контура колеса 0.0000

4. Размеры колес

Диаметр окружности вершин шестерни, мм 36.653

Делительный диаметр шестерни, мм 32.653

Начальный диаметр шестерни, мм 32.653

Диаметр окружности впадин шестерни, мм 27.653

Ширина венца шестерни, мм 31.00

Диаметр окружности вершин колеса, мм 171.347

Делительный диаметр колеса, мм 167.347

Начальный диаметр колеса, мм 167.347

Диаметр окружности впадин колеса, мм 162.347

Ширина венца колеса, мм 31.00

5. Прочностные и силовые параметры

Контактное напряжение, МПа 467.25

Момент на быстроходном валу, Нм 19.63

Момент на тихоходном валу, Нм 98.15

Суммарное давление на вал, Н 1251.37

Окружное усилие шестерни, Н 1173.07

Радиальное усилие шестерни, Н 435.71

Осевое усилие шестерни, Н 238.20

Окружное усилие колеса, Н 1173.07

Радиальное усилие колеса, Н 435.71

Осевое усилие колеса, Н 238.20

Размещено на Allbest.ru

...