Файл: Техническое задание на проектирование. Задание 12 Схема 3 Вариант 4 к инематическая схема привода. Исходные данные р ц 75 кН.doc
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 07.11.2023
Просмотров: 92
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
Министерство Образования Российской ФедерацииУральский Государственный Технический Университет - УПИКафедра “Детали машин”
Число ремней:NO = 9.67 кВт - Мощность передаваемая 1-м клиновым ремнем.СР = 1,1 - Коэффициент учитывающий условия эксплуатации.N = 36.2 кВтСL = 0.95 - Коэффициент учитывающий влияние длины ремня.С = 0,935 - Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата.СZ = 0,9 - Коэффициент учитывающий количество ремней.Z = 5,01 Принимаем Z = 5Натяжение ветви клинового ремня:V = 0.5d1дв = 0,3 - Коэффициент учитывающий влияние центробежных сил.F0 = 661.152 HДавление на вал:Ширина шкивов:l = 25.5 мм f = 17 мм вш = 136 ммРасчет зубчатых колес редуктора.Uред = 20Принимаем: U1-2 = 5 U2-3 = 4nдв = 982 об/мин дв = nдв/30 = 102.8 c-1n1 = nдв/ Uрп = 386,9 об/мин 1 = n1/30 = 40,5 c-1n2 = n1/ U1-2 = 77,4 об/мин 2 = n2/30 = 8,1 c-1n3 = n2/ U2-3 = 19,35 об/мин 3 = n3/30 = 2,03 c-1Tдв = 9550 Nдв / nдв = 352,05 НмТ1 = Тдв Uрп рп пк = 840,34 НмТ2 = Т1 U1-2 зп пк = 4076,49 НмТ3 = Т2 U2-3 зп пк = 15820,04 НмБыстроходная ступень.Косозубая. Раздвоенная. Опоры подшипников - плавающие. При работе нагрузка распределяется равномерно между двумя передачами.Для расчетов принимаем:Т1 = 420,17 НмТ2 = 2038,245 НмВыбираем материалы для зубчатых колес.Для шестерни: Сталь 40ХН т.о. - закалка ТВЧ. HRC1 = 50.5 Для колеса: Сталь 45 т.о. - улучшение. НВ2 = 285,5 Допускаемые контактные напряжения:Hlimв-предел контактной выносливости.Hlimв1 = 17 HRC + 200 = 1058.5 МпаHlimв2 = 2 HB + 70 = 641 МпаSH - коэффициент безопасности. SH1 = 1.2 SH2 = 1.1KHL - коэффициент долговечности.
NHO1 = 340(HRC1)3.15 + 8106 = 8,69107NHO2 = 30(HВ2)2,4 = 2,35107NHE = KHE NKHE = 0,18 - коэффициент эквивалентности.N = 60 n th - суммарное число циклов нагружения.th = 365LгКг24КсПВ - срок службы привода.Lг = 5 - срок службы привода в годах.Кг = 1 - коэффициент использования привода в течении года.Кс = 0,3 - коэффициент использования привода в течении суток.ПВ = 0,6 - продолжительность включения.th = 7884 ч. N1 = 18,3 107 N2 = 3,66 107 NHE1 = 32,94 106NHE2 = 65,88 105 KHL1 = 1.18 KHL2 = 1.24HP1 = 1041 МПаHP2 = 722,6 МПаПринимаем: HP = 722,6 МПаМежосевое расстояние находим из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев.KH = 1.25 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев.ва = 0,4 - коэффициент ширины венца.a'w = 203.12 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 аw = 200 ммНормальный модуль:mn = (0.01 0.02)aw = 2 4 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 mn = 3 ммПринимаем предварительный угол наклона зубьев ' = 10Определим число зубьев колеса и шестерни: Принимаем Z1 = 22Уточняем значение угла наклона зубьев.Основные размеры шестерни и колеса:Диаметры делительные:Проверка: (dw1 + dw2)/2 = 200 мм = awДиаметры вершин:
Диаметры впадин:Ширины зубчатых колес:Коэффициент ширины шестерни по диаметру:Окружная скорость:Для косозубого колеса при окружной скорости до 10 м/с принимаем 8-ю степень точности.Коэффициент нагрузки:KH = 1,07 KH = 1,25 KHV = 1KH = 1,34Проверка контактных напряжений:H HPПерегрузка 1,47 % , что является допустимым.Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.Определение сил в зацеплении:Окружная сила: Радиальная сила: Осевая сила: Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.KF = KF KFV - Коэффициент нагрузки.Принимаем по ГОСТ 21354 - 75 KF = 1,415 KFV =1,1KF = 1,5565YF - Коэффициент учитывающий форму зуба принимаем по ГОСТ 21354 - 75 по эквивалентному числу зубьев ZV. YF1 = 4 YF2 = 3,6Допускаемое изгибное напряжение:Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса и принимаем значение: FP = 285,5 МПа. = 1,5 - коэффициент торцевого перекрытия.n = 8 - степень точности.KF = 0.92F = 254.5 МПа FРУсловие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.Тихоходная ступень. Прямозубая.U = 4T2 = 4076,49 H мТ3 = 15820,04 Н мВыбор материалов для зубчатых колес:
Шестерня: Сталь 40 ХН т.о. - закалка ТВЧ. Прокат. HRC2 = 50.5Колесо: Сталь 45 т.о. - улучшение. Литье. HB3 = 285.5Допускаемые контактные напряжения:Hlimв-предел контактной выносливости.Hlimв2 = 17 HRC + 200 = 1058.5 МпаHlimв3 = 2 HB + 70 = 641 МпаSH - коэффициент безопасности. SH2 = 1.2 SH3 = 1.1KHL - коэффициент долговечности.NHO2 = 340(HRC1)3.15 + 8106 = 8,69107NHO3 = 30(HВ2)2,4 = 2,35107NHE = KHE NKHE = 0,18 - коэффициент эквивалентности.N = 60 n th - суммарное число циклов нагружения.N2 = 3,66 107 N3 = 1,3 107 NHE2 = 65,88 105 NHE3 = 23,4 105KHL2 = 1.5 KHL3 = 1.4HP2 = 1323,125 МПа HP3 = 815,8 МПаПринимаем: HP = 815,8 МПаМежосевое расстояние находим из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев.KH = 1.1 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.ва = 0,4 - коэффициент ширины венца.a'w = 395,66 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 аw = 400 ммМодуль:m = (0.01 0.02)aw = 48 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 m = 4 ммОпределим число зубьев колеса и шестерни: Принимаем Z2 = 40 Z3 = 160Основные размеры шестерни и колеса:Диаметры делительные: Проверка: (dw1 + dw2)/2 = 400 мм = awДиаметры окружности вершин: Диаметры впадин: Ширины зубчатых колес: Коэффициент ширины шестерни по диаметру:Окружная скорость:
Пояснительная записка
К курсовому проекту по деталям машин.Проектирование привода цепного конвейера с двухступенчатым цилиндрическим редуктором и ременной передачей.Студент: Березовский Е.М.Группа: ММО - V
Шифр: 26841803Екатеринбург 2003Техническое задание на проектирование.Задание 12 Схема 3 Вариант 4К инематическая схема привода.Исходные данные:Р Ц = 75 кНШаг цепи: t Ц = 70 ммZ Ц = 18n Ц = 20 об/минn дв. ном. = 1000 об/минПВ = 60 %Lг = 5 летВыбор электродвигателя.Принимаем двигатель 4А225М6:Принимаем Uред = 20 Uрем.пер. = 2,455Расчет клиноременной передачи.Передаваемая мощность: N = 36.2 кВтn дв = 982 об/минU р = 2,455 = 0,015В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня "В".Принимаем по ГОСТ 1284.3-80 d1 = 224 мм.Принимаем по ГОСТ 1284.3-80 d2 = 560 мм.Уточняем передаточное число ременной передачи:Отклонение составляет 3,38 % , что является допустимым.Межосевое расстояние предварительно принимаем близкое к значениюар = d1 + d2 =784 ммПринимаем ар = 800 ммРасчет длины ремня.Принимаем по ГОСТ 1284.1-80 L = 2800 мм.Уточняем значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня.Необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на0,01*L = 28 мм для монтажа и увеличение на 0,025*L = 70 мм для натяжения ремней.Угол обхвата меньшего шкива:Число ремней:NO = 9.67 кВт - Мощность передаваемая 1-м клиновым ремнем.СР = 1,1 - Коэффициент учитывающий условия эксплуатации.N = 36.2 кВтСL = 0.95 - Коэффициент учитывающий влияние длины ремня.С = 0,935 - Коэффициент учитывающий влияние угла обхвата.СZ = 0,9 - Коэффициент учитывающий количество ремней.Z = 5,01 Принимаем Z = 5Натяжение ветви клинового ремня:V = 0.5d1дв = 0,3 - Коэффициент учитывающий влияние центробежных сил.F0 = 661.152 HДавление на вал:Ширина шкивов:l = 25.5 мм f = 17 мм вш = 136 ммРасчет зубчатых колес редуктора.Uред = 20Принимаем: U1-2 = 5 U2-3 = 4nдв = 982 об/мин дв = nдв/30 = 102.8 c-1n1 = nдв/ Uрп = 386,9 об/мин 1 = n1/30 = 40,5 c-1n2 = n1/ U1-2 = 77,4 об/мин 2 = n2/30 = 8,1 c-1n3 = n2/ U2-3 = 19,35 об/мин 3 = n3/30 = 2,03 c-1Tдв = 9550 Nдв / nдв = 352,05 НмТ1 = Тдв Uрп рп пк = 840,34 НмТ2 = Т1 U1-2 зп пк = 4076,49 НмТ3 = Т2 U2-3 зп пк = 15820,04 НмБыстроходная ступень.Косозубая. Раздвоенная. Опоры подшипников - плавающие. При работе нагрузка распределяется равномерно между двумя передачами.Для расчетов принимаем:Т1 = 420,17 НмТ2 = 2038,245 НмВыбираем материалы для зубчатых колес.Для шестерни: Сталь 40ХН т.о. - закалка ТВЧ. HRC1 = 50.5 Для колеса: Сталь 45 т.о. - улучшение. НВ2 = 285,5 Допускаемые контактные напряжения:Hlimв-предел контактной выносливости.Hlimв1 = 17 HRC + 200 = 1058.5 МпаHlimв2 = 2 HB + 70 = 641 МпаSH - коэффициент безопасности. SH1 = 1.2 SH2 = 1.1KHL - коэффициент долговечности.
NHO1 = 340(HRC1)3.15 + 8106 = 8,69107NHO2 = 30(HВ2)2,4 = 2,35107NHE = KHE NKHE = 0,18 - коэффициент эквивалентности.N = 60 n th - суммарное число циклов нагружения.th = 365LгКг24КсПВ - срок службы привода.Lг = 5 - срок службы привода в годах.Кг = 1 - коэффициент использования привода в течении года.Кс = 0,3 - коэффициент использования привода в течении суток.ПВ = 0,6 - продолжительность включения.th = 7884 ч. N1 = 18,3 107 N2 = 3,66 107 NHE1 = 32,94 106NHE2 = 65,88 105 KHL1 = 1.18 KHL2 = 1.24HP1 = 1041 МПаHP2 = 722,6 МПаПринимаем: HP = 722,6 МПаМежосевое расстояние находим из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев.KH = 1.25 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев.ва = 0,4 - коэффициент ширины венца.a'w = 203.12 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 аw = 200 ммНормальный модуль:mn = (0.01 0.02)aw = 2 4 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 mn = 3 ммПринимаем предварительный угол наклона зубьев ' = 10Определим число зубьев колеса и шестерни: Принимаем Z1 = 22Уточняем значение угла наклона зубьев.Основные размеры шестерни и колеса:Диаметры делительные:Проверка: (dw1 + dw2)/2 = 200 мм = awДиаметры вершин:
Диаметры впадин:Ширины зубчатых колес:Коэффициент ширины шестерни по диаметру:Окружная скорость:Для косозубого колеса при окружной скорости до 10 м/с принимаем 8-ю степень точности.Коэффициент нагрузки:KH = 1,07 KH = 1,25 KHV = 1KH = 1,34Проверка контактных напряжений:H HPПерегрузка 1,47 % , что является допустимым.Условие прочности по контактным напряжениям выполнено.Определение сил в зацеплении:Окружная сила: Радиальная сила: Осевая сила: Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.KF = KF KFV - Коэффициент нагрузки.Принимаем по ГОСТ 21354 - 75 KF = 1,415 KFV =1,1KF = 1,5565YF - Коэффициент учитывающий форму зуба принимаем по ГОСТ 21354 - 75 по эквивалентному числу зубьев ZV. YF1 = 4 YF2 = 3,6Допускаемое изгибное напряжение:Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса и принимаем значение: FP = 285,5 МПа. = 1,5 - коэффициент торцевого перекрытия.n = 8 - степень точности.KF = 0.92F = 254.5 МПа FРУсловие прочности по изгибающим напряжениям выполнено.Тихоходная ступень. Прямозубая.U = 4T2 = 4076,49 H мТ3 = 15820,04 Н мВыбор материалов для зубчатых колес:
Шестерня: Сталь 40 ХН т.о. - закалка ТВЧ. Прокат. HRC2 = 50.5Колесо: Сталь 45 т.о. - улучшение. Литье. HB3 = 285.5Допускаемые контактные напряжения:Hlimв-предел контактной выносливости.Hlimв2 = 17 HRC + 200 = 1058.5 МпаHlimв3 = 2 HB + 70 = 641 МпаSH - коэффициент безопасности. SH2 = 1.2 SH3 = 1.1KHL - коэффициент долговечности.NHO2 = 340(HRC1)3.15 + 8106 = 8,69107NHO3 = 30(HВ2)2,4 = 2,35107NHE = KHE NKHE = 0,18 - коэффициент эквивалентности.N = 60 n th - суммарное число циклов нагружения.N2 = 3,66 107 N3 = 1,3 107 NHE2 = 65,88 105 NHE3 = 23,4 105KHL2 = 1.5 KHL3 = 1.4HP2 = 1323,125 МПа HP3 = 815,8 МПаПринимаем: HP = 815,8 МПаМежосевое расстояние находим из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев.KH = 1.1 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.ва = 0,4 - коэффициент ширины венца.a'w = 395,66 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 аw = 400 ммМодуль:m = (0.01 0.02)aw = 48 мм Принимаем по ГОСТ 2185 - 66 m = 4 ммОпределим число зубьев колеса и шестерни: Принимаем Z2 = 40 Z3 = 160Основные размеры шестерни и колеса:Диаметры делительные: Проверка: (dw1 + dw2)/2 = 400 мм = awДиаметры окружности вершин: Диаметры впадин: Ширины зубчатых колес: Коэффициент ширины шестерни по диаметру:Окружная скорость: