Файл: Курсовая работа (курсовой проект) по учебному курсу Механика4 (курсовой проект) Вариант 3 (при наличии).docx
Добавлен: 03.12.2023
Просмотров: 94
Скачиваний: 2
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
,
θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, θ =0,18 Н·с2/м2.
Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней FtН:
Определение сил натяжения ведущей F1 и ведомой ветви F2,Н одного клинового ремня.
Сила действующая на валы:
Ширина обода шкива находится по формуле:
где p=19 мм, f=12,5 – размеры канавок.
Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви
где
- напряжение растяжения в клиновом ремне.
- напряжения изгиба в клиновом ремне.
Здесь Еи =80...100 — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; Н —высота сечения клинового ремня.
- напряжения от центробежных сил.
Здесь ρ — плотность материала ремня, кг/м2; р = 1250... 1400 кг/мм3 — для клиновых ремней.
[σ]р — допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2;
[σ]р =10 Н/мм2 — для клиновых ремней.
Условие выполнено.
3.2. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений редукторной пары
Исходные данные для расчета:
-вращающий момент на тихоходном валу Т3. = 768.7Н·м
-частота вращения червяка n2 =1470 об/мин;
-частота вращения червячного колеса n3 =147 об/мин;
-передаточное отношение u1 =10;
Принимаем для червяка сталь 40ХН улучшение с закалкой ТВЧ до твердости не менее HRC 48-53(НВ 280) с последующим шлифованием, σв = 920 МПа, σТ = 750 МПа, σ-1 = 420 МПа [3, табл.3.2].
Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения.
где n1 – частота вращения червяка (об/мин);
Т3 – вращающий момент на валу червячного колеса (Н · м).
Принимаем для венца червячного колеса безоловянную бронзу относящуюся ко второй группе, в которую входят безоловянистые бронзы σв > 350 МПа, применяемые в передачах с Vск ≤ 8 м/с. К этой группе относится выбранная бронза БрАЖ9-4Л . Она дешевле, чем оловянистая, обладает достаточно хорошими антифрикционными свойствами. Червяк, работающий в паре с этой бронзой, должен иметь твердость рабочих поверхностей не ниже НRC45.
Червячные колеса из безоловянистых бронз (2-я группа) имеют большую склонность к заеданию, поэтому допускаемые контактные напряжения для них определяются в зависимости от скорости скольжения.
Для материалов 2-ой группы (безоловянистые бронзы):
– при закаленном, шлифованном червяке:
σнр = 300 – 25Vск,
σнр = 300 – 256,73=131.75МПа,
Допускаемые напряжения изгиба для зубьев венцов колес, выполненных из материалов 1-ой и 2-ой групп, из оловянистых и безоловянистых бронз, определяются по формуле:
где σF – предел ограниченной изгибной выносливости бронзы при
условном числе циклов нагружения N = 106.
σF =184 МПа, для бронзы марки БрАЖ9-4Л , при литье в кокиль.Число циклов нагружения зубьев червячного колеса при постоянной
нагрузке определяется по формуле:
Nц = 60 · n3 · t,
где n3 – частота вращения червячного колеса об/мин;
t – срок службы червячной передачи в часах.
Nц = 60 · 147 · 31000=273.4106
Определение межосевого расстояния:
где Z2 =40 – число зубьев червячного колеса;
q =10 – коэффициент диаметра червяка;
σнp – допускаемое контактное напряжение,127 МПа;
Т3 – вращающий момент на валу червячного колеса, 826,3103Н · мм;
К – коэффициент нагрузки, 1.
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного аw=200мм.
Предварительно принимаем некорригированную передачу с числом заходов червяка z1 =4 т.к. uч.п.=10 и числом зубьев колеса равным:
Определение модуля зацепления т, мм:
Значение модуля т выбираем стандартное m=8.
Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка
Полученное значение q округляем до стандартного q=10.
Определяем коэффициент смещения инструмента х
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение x допускается до — 1≤ х ≤+1. Условие выполнено.
Определяем фактическое передаточное число иф
Определяем отклонение Δu от заданного и:
Условие выполняется.
Определяем фактическое значение межосевого расстояния аw,мм:
Определяем основные геометрические размеры передачи, мм:
Основные размеры червяка:
делительный диаметр
начальный диаметр
диаметр вершин витков
диаметр впадин витков
делительный угол подъема линии витков
длина нарезаемой части червяка
при х ≤0
делительный диаметр
диаметр вершин зубьев
наибольший диаметр колеса
диаметр впадин зубьев
ширина венца:
при z1 = 4
радиусы закруглений зубьев:
условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ=90-120, угол определяется точками пересечения дуги окружности d’=dа1 – 2m=96-2∙8=80мм, с контуром венца.
θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, θ =0,18 Н·с2/м2.
Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней FtН:
Определение сил натяжения ведущей F1 и ведомой ветви F2,Н одного клинового ремня.
Сила действующая на валы:
Ширина обода шкива находится по формуле:
где p=19 мм, f=12,5 – размеры канавок.
-
Проверочный расчет
Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви
где
- напряжение растяжения в клиновом ремне. - напряжения изгиба в клиновом ремне. Здесь Еи =80...100 — модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней; Н —высота сечения клинового ремня.
- напряжения от центробежных сил. Здесь ρ — плотность материала ремня, кг/м2; р = 1250... 1400 кг/мм3 — для клиновых ремней.
[σ]р — допускаемое напряжение растяжения, Н/мм2;
[σ]р =10 Н/мм2 — для клиновых ремней.
Условие выполнено.
| Параметр | Значение | Параметр | Значение |
| Тип ремня | Клиновой | Частота пробегов ремня U, 1/с | 0.08 |
| Сечение ремня | Б | Диаметр ведущего шкива d1 | 160 |
| Количество ремней (число клиньев) z | 5 | Диаметр ведомого шкива d2 | 315 |
| Межосевое расстояние а | 369 | Максимальное напряжение  Н/мм2 | 8,41 |
| Длина ремня l | 12500 | Предварительное натяжение ремня F0, Н/мм | 283 |
| Угол обхвата малого шкива а,, град. | 156,05 | Сила давления ремня на вал Ft, Н/мм | 574 |
Задание 3. Расчет червячной передачи
3.2. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений редукторной пары
Исходные данные для расчета:
-вращающий момент на тихоходном валу Т3. = 768.7Н·м
-частота вращения червяка n2 =1470 об/мин;
-частота вращения червячного колеса n3 =147 об/мин;
-передаточное отношение u1 =10;
Принимаем для червяка сталь 40ХН улучшение с закалкой ТВЧ до твердости не менее HRC 48-53(НВ 280) с последующим шлифованием, σв = 920 МПа, σТ = 750 МПа, σ-1 = 420 МПа [3, табл.3.2].
Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения.
где n1 – частота вращения червяка (об/мин);
Т3 – вращающий момент на валу червячного колеса (Н · м).
Принимаем для венца червячного колеса безоловянную бронзу относящуюся ко второй группе, в которую входят безоловянистые бронзы σв > 350 МПа, применяемые в передачах с Vск ≤ 8 м/с. К этой группе относится выбранная бронза БрАЖ9-4Л . Она дешевле, чем оловянистая, обладает достаточно хорошими антифрикционными свойствами. Червяк, работающий в паре с этой бронзой, должен иметь твердость рабочих поверхностей не ниже НRC45.
Червячные колеса из безоловянистых бронз (2-я группа) имеют большую склонность к заеданию, поэтому допускаемые контактные напряжения для них определяются в зависимости от скорости скольжения.
Для материалов 2-ой группы (безоловянистые бронзы):
– при закаленном, шлифованном червяке:
σнр = 300 – 25Vск,
σнр = 300 – 256,73=131.75МПа,
Допускаемые напряжения изгиба для зубьев венцов колес, выполненных из материалов 1-ой и 2-ой групп, из оловянистых и безоловянистых бронз, определяются по формуле:
где σF – предел ограниченной изгибной выносливости бронзы при
условном числе циклов нагружения N = 106.
σF =184 МПа, для бронзы марки БрАЖ9-4Л , при литье в кокиль.Число циклов нагружения зубьев червячного колеса при постоянной
нагрузке определяется по формуле:
Nц = 60 · n3 · t,
где n3 – частота вращения червячного колеса об/мин;
t – срок службы червячной передачи в часах.
Nц = 60 · 147 · 31000=273.4106
| Элемент передачи | Марка стали | Dпред, мм | Термообработка | HB | [ σ ]H, МПа | [ σ]F1 МПа |
| Способ отливки | ||||||
| Червяк | 40ХН | 200 | У+ТВЧ | 269...302HB | - | - |
| Колесо | БрАЖ9-4Л | - | - | - | 131.75 | 98,64 |
-
Расчет закрытой червячной передачи
-
Проектный расчёт
-
Определение межосевого расстояния:
где Z2 =40 – число зубьев червячного колеса;
q =10 – коэффициент диаметра червяка;
σнp – допускаемое контактное напряжение,127 МПа;
Т3 – вращающий момент на валу червячного колеса, 826,3103Н · мм;
К – коэффициент нагрузки, 1.
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего стандартного аw=200мм.
Предварительно принимаем некорригированную передачу с числом заходов червяка z1 =4 т.к. uч.п.=10 и числом зубьев колеса равным:
Определение модуля зацепления т, мм:
Значение модуля т выбираем стандартное m=8.
Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка
Полученное значение q округляем до стандартного q=10.
Определяем коэффициент смещения инструмента х
По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение x допускается до — 1≤ х ≤+1. Условие выполнено.
Определяем фактическое передаточное число иф
Определяем отклонение Δu от заданного и:
Условие выполняется.
Определяем фактическое значение межосевого расстояния аw,мм:
Определяем основные геометрические размеры передачи, мм:
Основные размеры червяка:
делительный диаметр
начальный диаметр
диаметр вершин витков
диаметр впадин витков
делительный угол подъема линии витков
длина нарезаемой части червяка
при х ≤0
-
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр
диаметр вершин зубьев
наибольший диаметр колеса
диаметр впадин зубьев
ширина венца:
при z1 = 4
радиусы закруглений зубьев:
условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ=90-120, угол определяется точками пересечения дуги окружности d’=dа1 – 2m=96-2∙8=80мм, с контуром венца.