ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 12.01.2024
Просмотров: 260
Скачиваний: 1
СОДЕРЖАНИЕ
1 Кинематическая схема машинного агрегата
1.1 Принцип работы ленточного конвейера.
1.2 Срок службы приводного устройства
2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода
2.1 Требуемая мощность рабочей машины
2.4 Определение передаточного числа приводного устройства и его ступеней
2.5 Определение силовых и кинематических параметров привода
3.1 Расчет цилиндрической передачи
5 Конструирование основных элементов редуктора
5.1 Ориентировочный расчет валов
5.3 Конструктивные размеры зубчатых колес редуктора
5.4 Конструирование элементов корпуса редуктора
6 Расчет шпоночных соединений.
7 Определение реакций опор и построение эпюр
9 Конструирование элементов привода
9.1 Конструирование тяговой звездочки
3 Расчет передач
3.1 Расчет цилиндрической передачи
3.1.1 Исходные данные
Исходные данные:
Мощность на входном валу PII = 2,48 кВт,
частота вращения входного вала nII = 700 мин –1,
передаточное отношение u= 7,1.
Вращающие моменты
на валу шестерни Нм,
на валу колеса Нм.
3.1.2 Выбор материала и термообработки
Материал шестерни – сталь 40Х ([1], табл.3.2),
предел прочности B1= 900 МПа,
предел текучести T1= 750 МПа.
Материал колеса – сталь 40Х ([1], табл.3.2),
предел прочности B1= 790 МПа,
предел текучести T1= 640 МПа.
Способ термической обработки:
шестерни – улучшение до твердости ;
колеса – улучшение до твердости .
твердость шестерни HB1 = 285,5HB,
твердость шестерни HB1 = 248,5HB
3.1.3 Расчет допускаемых напряжений
3.1.3.1 Расчет допускаемых контактных напряжений
Предел контактной выносливости ([1], табл.3.1):
шестерни
МПа,
колеса
МПа,
Базовое число циклов ([1], рис.3.3):
для шестерни при твердости HB1 =285,5HRС циклов,
для колеса при твердости HB2 = 248,5 HB циклов.
Суммарное число циклов:
,
где срок службы в часах:
для шестерни
циклов.
для колеса
циклов.
Коэффициент, учитывающий режим работы
.
Эквивалентное число циклов:
шестерни
циклов,
колеса
циклов,
Коэффициент долговечности:
шестерни ,
принимаем ;
колеса
,
принимаем .
Допускаемые контактные напряжения:
для шестерни
МПа,
для колеса
МПа.
Для косозубых цилиндрических передач:
,
МПа.
Применяем МПа.
3.1.2 Расчет допускаемых напряжений при изгибе
Предел выносливости при изгибе ([1], табл.3.1):
шестерни
МПа,
колеса
МПа,
Базовое число циклов:
циклов,
Коэффициент, учитывающий режим работы .
Эквивалентное число циклов:
шестерни циклов,
колеса циклов,
Коэффициент долговечности:
для шестерни ,
принимаем ,
колеса
,
принимаем
.
Допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни
МПа,
для колеса
МПа,
3.1.4 Проектный расчет
Межосевое расстояние передачи:
,
где – вспомогательный коэффициент, для стальных косозубых колес принимаем ;
− коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния с учетом несимметричного расположения колеса передачи .
KH– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимаем ,
мм.
Согласно ГОСТ 6636−69 принимаем мм.
Делительный диаметр колеса:
,
мм.
Ширина колеса:
мм.
Mодуль зацепления:
,
где − вспомогательный коэффициент для косозубых передач:
мм
По ГОСТ 9563−80 принимаем стандартный нормальный модуль . Значение модуля попадает в диапазон мм.
Угол наклона зубьев:
Суммарное число зубьев шестерни и колеса:
,
.
Число зубьев:
шестерни:
,
,
колеса:
,
.
Фактическое передаточное число:
Фактический угол наклона зубьев:
,
.
Фактическое межосевое расстояние:
,
мм.
Делительные диаметры:
шестерни
мм,
колеса
мм.
Диаметр вершин:
,
шестерни
мм.
колеса
мм.
Диаметр впадин:
,
шестерни
мм.
колеса
мм.
Ширина колеса:
мм.
Ширина шестерни:
3.1.5 Проверка размеров колес
Проверяем пригодность заготовки колес ([1], табл. 3.2):
.
Диаметр заготовки шестерни:
.
Толщина диска заготовки колеса:
.
Толщина обода:
3.1.6 Проверочный расчет на контактную выносливость
Условие прочности по контактным напряжениям:
,
где K – вспомогательный коэффициент, для косозубых колес ;
− окружная сила в зацеплении:
,
Н;
KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для ([1], рис. 4.2);
KHβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба, для прирабатывающихся зубьев ;
– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости:
м/c,
назначаем 8-ю степень точности зубчатых колес ([1], табл. 4.2)
([1], табл. 4.3).
Контактные напряжения:
МПа.
Так как МПа < МПа, контактная прочность достаточна.
3.1.7 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
Условие прочности по напряжениям изгиба:
,
где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, ([1], стр. 66);
KF– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, для прирабатывающихся зубьев – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, ([1], табл. 4.3);
− коэффициент, учитывающий наклон зубьев:
,
;
YF– коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного число зубьев: