Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Северный (Арктический) федеральный университет им. М. В. Ломоносова

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

курсач 1 часть

.docx

Скачиваний:

Добавлен:

11.03.2016

Размер:

931.41 Кб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

F_t = 1338 H

2.27 Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей поликлинового ремня

F₁ = F_o + ; F₂ = F_o - ; (2.34)

F₁ = 1101 + =1770 Н

F₂ = 1101 – = 432 Н

2.28 Сила давления на вал поликлиновым ремнём:

F_n = 2 ∙ F_o ∙ sin; (2.35)

F_n = 2 ∙ 1101 ∙ sin82= 2181 Н

2.29 Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви

, (2.36)

, (2.37)

где b = p*K – ширина ремня;

p – расстояние между клиньями;

Н – высота ремня;

h – высота клина.

= 3,47 МПа

2.30 Напряжение в ремне от изгиба его на меньшем шкиве:

, (2.38)

где Е_и – модуль продольной упругости для материалов ремней Е_и = 90 МПа

= 4,2 МПа

2.31 Напряжение в ремне от центробежных сил:

σ_υ = 10^-6 ∙ ρ ∙ υ², (2.39)

где ρ – плотность материала клинового ремня ρ = 1100 кг/м³

σ_υ= 10^-6 ∙ 1100 ∙ 3,76² = 0,016 МПа

2.32 Максимальное напряжение в ремне:

σ_мах = σ₁ + σ_и + σ_υ; (2.40)

σ_мах = 3,47 + 0,016 + 4,2 = 7,68 МПа

Прочность обеспечена, если σ_мах ≤ [σ_р] = 8 МПа, в нашем случаи получается 7,68≤ 8 МПа, значит условие выполняется.

2.33 Частота пробегов ремня:

(2.41)

= 2,69 с^-1

Условие долговечности обеспечено, если λ < [λ] = 10 c^-1, в нашем случаи получается 2,69 < 10, условие выполняется.

Таблица 2.3 Сравнение основных характеристик поликлинового ремня и клинового ремня

	Клиновой ремень	Поликлиновой ремень	Сравнение характеристик
1 Диаметр ведущего шкива, мм	140	100	Характеристики 1,2,3,4 влияют на габаритные размеры и исходя из этого стоит выбрать поликлиновой ремень
2 Диаметр ведомого шкива, мм	315	224
3 Длина ремня, мм	2000	1400
4 Межосевое расстояние, мм	584	441,3
5 Скорость ремня, м/с	5,3	3,76	По данной характеристике стоит выбрать поликлиновой ремень
6 Сила давления на вал, Н	1580	2181	Меньшую силу давления на вал имеет клиновой ремень
7 Угол обхвата ремнём меньшего шкива, град	162	164	Предпочтительнее Будет поликлиновой ремень
8 Частота пробегов, с^-1	2,65	2,69

Исходя из таблицы 2.3 следовало бы выбрать поликлиновой ремень, но так как поставщики ошиблись и привезли клиновые ремни, а конвейер надо запускать будем использовать их.

Выбираем ремень с расчетной длиной 2000 мм., ; класса В(Б):

Ремень В(Б)-2000 4 ГОСТ 1284.1-89.

Стоимость ремня

Ощая стоимость

3 РАСЧЁТ ПРЯМОЗУБОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

= 95 об/мин

= 450

3.1Назначение материала для шестерни и колеса.

Зубчатое колесо предполагается изготовить из стали 40 У, термообработка – нормализация, твердость 210 HB.

сталь 40 У НВ

Шестерню предполагается изготовить из стали 40Х У, термообработка – улучшение, твердость 249 HB.

Шестерня: сталь 40Х У НВ

3.2 Определение допускаемых напряжений:

Для шестерни

Для колеса

3.3 Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:

для шестерни:

где = 1,75HB – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

для колеса:

3.4 Межосевое расстояние

Принимаем

Геометрические размеры колес.

3.5 Диаметр делительной окружности:

Шестерни:

Колеса:

3.6 Диаметр окружности вершин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

; (3.12)

3.7 Диаметры окружности впадин зубьев:

Шестерни:

; (3.13)

Колеса:

288-5,625= 282,375

3.7 Ширина зубчатого венца:

Колеса:

; (3.15)

Шестерни:

3.8 Окружная скорость зубчатых колёс.

где – угловая скорость шестерни.

Рисунок 3.1. Колесо цилиндрическое.

3.9 Силы в зацеплении, H:

Окружные:

Радиальные:

где – угол зацепления,

Силы в зацеплении зубчатой передачи показаны на рисунке 6.

Рисунок 3.2. Силы в зацеплении зубчатой передачи.

456

Перегруз 2 %

4 РАСЧЁТ КОСОЗУБОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

= 95 об/мин

= 450

4.1 Назначение материала для шестерни и колеса.

Зубчатое колесо предполагается изготовить из стали 40 У, термообработка – нормализация, твердость 210 HB.

Колесо: сталь 40 У НВ

Шестерню предполагается изготовить из стали 40Х У, термообработка – улучшение, твердость 249 HB

Шестерня: сталь 40Х У НВ

4.2 Определение допускаемых напряжений:

Для шестерни:

Для колеса:

где = 1,75HB – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

4.3 Передаточное число:

4.4 Межосевое расстояние.

Принимаем

4.5 Фактический угол наклона

4.6 Диаметр делительной окружности:

Шестерни:

Колеса:

4.7 Диаметр окружности вершин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

4.8 Диаметры окружности впадин зубьев:

Шестерни:

Колеса:

242,5 - 5= 237,5

4.9 Ширина зубчатого венца:

Колеса:

Шестерни:

4.10 Окружная скорость зубчатых колёс

где – угловая скорость шестерни.

4.11 Силы в зацеплении, H:

Окружные:

Радиальные:

414

Недогруз 4 %

Таблица 3.1 Сравнение прямозубой и косозубой передач

	Прямозубая			Косозубая		Сравнение характеристик
	шестерня	колесо	шестерня		колесо
1 Межосевое расстояние	180			160		Характеристики 1,2,3 и 4 влияют на габаритные размеры передачи, а следовательно и редуктора и следует выбрать косозубую передачу
2 Диаметр делительной окружности	72	288	77,45		242,5
3 Диаметр окружности вершин зубьев	76,5	292,5	81,45		246,5
4 Диаметры окружности впадин зубьев	66,375	282,375	72,45		237,5
5 Ширина зубчатого венца	75	72	67		64
Окружная скорость зубчатых колёс	1,1			1,2
Окружные силы зацепления				4028		Нагрузка на редуктор и валы будет меньше при косозубой передаче
Радиальные силы зацепления				1477
Фактический угол наклона	0			11,11
Модуль	2,25			2

Проанализировав таблицу 3.1 выбираем косозубую передачу

5 РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

На валах устанавливают вращающиеся элементы: зубчатые колёса, шкивы, звёздочки и т.д. Редукторные валы рассчитывают в два этапа. На первом этапе проводят проектный расчет, в результате которого определяют длины отдельных участков вала, диаметры в характерных сечениях и приложенные к ним нагрузки. На втором этапе определяют фактический коэффициент запаса прочности в предположительно опасных сечениях.

5.1 Проектный расчет быстроходного вала редуктора

Рисунок 5.1 - Эскизная компоновка редуктора

Исходные данные для расчета вала:

Т₁ = 156 Нм;

F_t₁ = 4028 H;

F_r₁ = 1477 H;

F_a₁ = 1450 H;

d₁ = 77,45 мм;

d_a₁ = 81,45 мм;

d_f₁ = 72,45 мм;

b₁ = 67 мм ;

F_n = 1236 Н ;

В = 82 мм,

где T₁ - вращающий момент на валу

F_t₁- окружные силы, действующие в зацеплении;

F_r₁- радиальные силы, действующие в зацеплении;

d₁ – диаметр делительной окружности зубчатого колеса;

b₁– ширина зубчатого венца зубчатого колеса;

F_н- сила давления со стороны клиновых ремней на вал.

Для изготовления вала выберем сталь 40Х диаметром заготовки до 120 мм.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

5.2 Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала.

Участок I – цилиндрический конец вала для установки шкива ременной передачи. Диаметр конца вала определяется из условия прочности по формуле: ; (5.1) мм, принимаем =34 мм по ГОСТ 12080–66 (страница 12 [4]).

где – вращающий момент на быстроходном валу, Нм;

– пониженные допускаемые напряжения кручения, МПа, для выходных концов вала принимаются равными МПа;

Участок II – участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:

, (5.2)

где d_M=34 мм–диаметр конца вала; t = 2,5 мм–размер буртика

мм принимаем =40 мм.

Участок III – участок для установки колеса. Диаметр посадочной шейки определяется по формуле:

, (5.3)

где r = 2 мм – радиус галтели (табл. 1.4 [1]).

принимаем d_.к=48 мм.

Принимаем вал-шестерню ,так как условие не выполняется

Расстояние от середины шкива ременной передачи до середины 1-го подшипника (см. рисунок), определяется по формуле:

, (5.4)

где В₁ = 82 мм – ширина обода шкива ременной передачи

мм.

Расстояния между серединами подшипников и шестерни определяются по формуле:

, (5.5)

где b₁– ширина зубчатого венца шестерни

мм.

Расстояние между серединами подшипников (см. рисунок 4.1) определяется по формуле:

; (5.6)

мм.

Рисунок 5.2 – Общая схема вала с указанием нагрузок, действующих на вал

Построим пространственную схему сил. Действующие на вал силы на схеме расположим во взаимно перпендикулярных плоскостях: вертикальной и горизонтальной.

Построим расчетные схемы вала, на которых его изобразим как балку, расположенную на двух опорах и нагруженную силами в соответствующих точках. На одной схеме приложим силы, действующие на вал в вертикальной плоскости, а на другой в горизонтальной. Для каждой расчетной схемы (рисунок 4.5а, 4.5в), определим реакции на опорах, изгибающие моменты для характерных сечений вала, и построим эпюры изгибающих и крутящего моментов.

5.3 Рассмотрим вертикальную плоскость:

; (5.7)