КУРСОВИК ДМ-02.10-00.15.01

Для нормальной работы цепь должна иметь некоторое провисания, поэтому вели - чины а' уменьшаем на величины ∆а = (0,002…0,004) · а', полученные результаты за - писываем в таблицу 24.

Таблица 23 – Геометрические параметры звездочек цепной передачи

По результатам таблиц 24 подбираем цепь по ГОСТ 13568 – 75. Цепь 2ПР - 19,05 - 6400 ГОСТ 13568-75.

1.6.5 Силы действующие в цепной передачи

Формулы для определения составляющих сил по осям х и у на валах:

где q – масса одного метра цепи по ГОСТ, q = 5 кг/м; v - скорость цепи, v = 0,27 м/c.

Таблица 25 – Силы действующие в цепной передачи

1.7 Расчет муфт

Привод и редуктор, электродвигатель и редуктор располагается на общей раме, несоосность и перекос валов при монтаже сравнительно не велики. Для уменьшения пусковых и других динамических нагрузок муфта должна обладать малым моментом инерции и упругими свойствами.

Исходя из выше сказанного, принимаем упругую втулочно–пальцемую муфту, она допускает радиальное смещение валов 0,2…0,5мм, осевое смещение 1…5мм и угловое смещение до 10. Муфта МУВП изготавливается по ГОСТ 21424 – 75 [4, с.289] рисунок 3 из чугуна СЧ 21 – 40, допускается из стали марки Ст 3; пальцы из стали 45; упругие втулки из резины с пределом прочности при разрыве не менее 80 кгс/см2 и относительным удлинением при разрыве не менее 300 %.

Рисунок 3 – Муфта МУВП ГОСТ 21424 - 75

Принимаем муфту МУВП 1 – 20 ГОСТ 21424 – 75.

Расчетный момент определяется по формуле [5, c. 251]:

где Кр – коэффициент режима нагрузки, Кр = 1,5;

[T] – допустимый момент, [T] = 125 Н · м [5, c. 422, т. К21];

Тр = 1,5 · 9,87 = 14,805 Н · м

Расчетный момент муфты меньше допустимого значения, следовательно, муфта выбрана правильно.

2 Эскизный проект

2.1 Основные геометрические параметры зубчатой передачи

Геометрические параметры цилиндрических передач, соответственно с ГОСТом 16532 –70, полученные результаты записываем в таблицу 26.

Таблица 26 – Геометрические параметры зубчатой передачи

2.2Проверочный расчет зубчатых передач

2.2.1Расчетные напряжения контактной выносливости

Расчетные напряжения контактной выносливости определяется по формуле [6, с.5]:

где zн – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, определяется по [6, c.6], результат записывается в таблицу;

zм – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых

колес, определяется по [6, с.6] zм = 274 Н0,5/м;

zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, опре-

деляется по формуле [6, с.6];

Из таблицы видно, что контактные напряжения не превышают допустимых значений.

2.2.2 Расчетные напряжения контактной прочности при действии кратковременной нагрузки

Расчетные напряжения контактной прочности при действии кратковременной нагрузки определяется по формуле [6, с.8]:

для зубьев колеса при закалки ТВЧ ζнр max 2 определяется по формуле [6, с.15]

ζнр max 2 = 40 · 47,5 = 1900 МПа.

для зубьев шестерни при закалки ТВЧ ζнр max 1 определяется по формуле [6, с.15]

2.2.3 Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Допускаемое напряжение напряжения на изгиб определяется по формуле [6, с.14]:

где ζ0F limb – базовый предел выносливости зубьев при изгибе, определяется по формуле [2, с.15, табл.3.2];

для шестерни при закалки ТВЧ (mn < 5 мм) ζ0F limb 1 = 550 МПа, для колесе при закалки ТВЧ (mn < 5 мм) ζ0F limb 2 = 550 МПа,

KFL – коэффициент долговечности, определяется по [2, с.14] KFL = 1,0;

SF – коэффициент безопасности, определяется по [2, с.15] SF = 1,75;

YS – коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к кон концентрации напряжений, определяется по [2, с.14] YS = 1,0;

YR – коэффициент шероховатости переходной поверхности, определяется по

[2, с.14] YR = 1,0;

KFC – коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки, определяет-

ся по [2, с.16] KFC = 1,0;

KXF – коэффициент размеров зубчатых колес, определяется по формуле

[2, с.16] при da < 400 мм, KXF = 1,0;

ζFр 1 = 550 · 1,0 · 1,0 · 1,0 · 1,0 · 1,0/1,75 = 314 МПа,

ζFр 2 = 550 · 1,0 · 1,0 · 1,0 · 1,0 · 1,0/1,75 = 314 МПа.

Эквивалентное число зубьев zv определяется по формуле [6, с.8], полученные резуль-

таты записываем в таблицу 28:

Коэффициент формы зуба определяется по формуле [6, с.8], полученные результаты записываем в таблицу 28.

Расчетные напряжения изгиба из условия выносливости определяется по формуле [6, с.7], полученные результаты записываем в таблицу 27:

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубой передачи опреде-

ляется по формуле [6, с.8], полученные результаты записываем в таблицу 29;

Условия выносливости зубьев при изгибе выполняются.

2.2.4Напряжения изгибной прочности при действии кратковременной максимальной нагрузки

Напряжение изгибной прочности при действии кратковременной максимальной нагрузки определяется по формуле [6, с.8]:

для зубьев колеса при закалке ТВЧ ζF max определяется по формуле [2, с.16]

Таблица 30 – Конструктивные размеры зубчатого колеса

2.4 Смазка зацеплений и подшипников

Окружные скорости передач 1,165 м/с и 0,325 м/с меньше 12,5 м/с [7, с.105] смазка зацеплений картерная из общей ванны. Минимальный объем масла – 0,5 л на 1 кВт мощности, следовательно необходимо 4,4 л масла.

Условия смазки подшипников [7, с.107] n2 · da ≥ 100, следовательно для тихоходной

следовательно, брызг и масляного тумана не достаточно для смазывания остальных зубчатых колес и подшипников, по-этому не достаточно погрузить в масло тихоходное

колесо на глубину, равную по размеру 2…3 модулям, т.е. на 5 мм.

Средняя окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

Среднее контактное напряжение в передачах определяется по формуле:

Рекомендуемая кинематическая вязкость масла при 400 С υ500 С·106 = 34 мм2/с.

При υ500 С·106 = 29 … 35 мм2/с сорт масла И – Г - А - 32 ГОСТ 20799-75.

2.5 Конструктивные элементы редуктора

Конструктивные элементы редуктора определяется по формулам записанные в таблице и результаты приведены в таблице 31.

Таблица 31 – Конструктивные элементы редуктора