- •Введение.
- •1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода.
- •2. Силовой расчет привода.
- •3. Выбор типа зубьев колес зубчатой передачи.
- •4. Выбор термообработки и материала для изготовления зубчатых колес и валов редуктора.
- •5. Выбор способа получения заготовок для зубчатых колес и валов редуктора.
- •6. Выбор степени точности изготовления зубчатых передач.
- •7. Выбор вида финишной операции получения зубьев колес.
- •8. Проектировочный расчет передачи редуктора.
- •8.1Определение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений.
- •8.2 Проектировочный расчет конических колес по контактной выносливости рабочих поверхностей их зубьев.
- •9. Проверочный расчет зубьев на контактную.
- •9.1 Проверочный расчет конических колес на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
- •10. Проверочный расчет зубьев колес на усталостную прочность при изгибе.
- •10.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие зарождения в корне зуба усталостной трещины.
- •10.2 Проверочный расчет конических колес на изгибную выносливость их зубьев.
- •11 Проверочный расчет зубьев на отсутствие остаточных деформаций при действии пиковых нагрузок.
- •11.1 Определение допускаемых напряжений изгиба, гарантирующих отсутствие при перегрузках общих остаточных деформаций.
- •11.2 Проверочный расчет конической передачи на отсутствие хрупкого выламывания зубьев.
- •12. Геометрический расчет зацепления редуктора.
- •13. Определение усилий в зацеплении колес редуктора.
- •14. Выбор типа и способа смазывания зубчатых колес.
- •15. Выбор конструкции устройства для контроля уровней смазочного материала в корпусе редуктора.
- •16. Расчет ременной передачи.
- •16.1 Определяем исходные данные.
- •16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа
- •16.3 Расчет фактического значения передаточного числа и скорости движения ремня.
- •16.4 Определение межосевого расстояния передачи.
- •16.5 Определение значения угла охвата ремнем малого шкива передачи.
- •16.6 Определение необходимого числа ремней в одном комплекте.
- •16.7 Расчет усилия, действующего на вал.
- •16.8 Определение прогнозируемой долговечности ремней.
- •16.9 Выбор вида натяжного устройства.
- •16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня.
- •16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов
- •16.12 Определение исполнительных размеров шкивов.
- •17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом.
- •18. Определение диаметральных размеров каждого вала редуктора. Сдесь я закончил . Отсюда начинай.
- •18.1 Первый этап эскизной компоновки.
- •18.2 Определение диаметральных и осевых размеров вала, на котором располагается муфта.
- •18.3 Материал и термообработка валов проектирования передаточного механизма.
- •18.4 Вид заготовки для валов проектируемого передаточного
- •18.5.Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних силовых факторов вала, имеющего входной участок, на котором располагается шкив.
- •18.6 Проектировочный прочностной расчет.
- •19.Подбор подшипников для валов редуктора.
- •19.1 Выбор типа подшипников.
- •19.2 Выбор схемы установки подшипников в опорных узлах валов редуктора.
- •19.3 Подбор подшипников для быстроходного вала редуктора.
- •20. Выбор смазки подшипников валов редуктора.
- •21. Выбор уплотнений валов редуктора.
- •22. Расчет подшипниковых крышек корпуса редуктора.
- •23. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов зубчатых колес.
- •24. Подбор посадок основных деталей редуктора.
- •25. Выбор и расчет соединений каждого вала редуктора с размещаемыми на нем деталями передач.
- •25.2Расчет соединения с гарантированным натягом колеса на тихоходном валу.
- •26. Выбор типа корпуса редуктора и определение размеров основных его элементов/
- •27. Выбор вида основания для совместной с двигателем установки редуктора и определение его основных размеров
- •28. Список использованной литературы.
16.7 Расчет усилия, действующего на вал.
Усилие действующее на валы от ременной передачи рассчитывается по следующей зависимости:
(16.10)
где F0 необходимое (для работы без пробуксовки на шкивах) первоначальное натяжение одного ремня, Н;
К - необходимоу в передаче число параллельно работающих клиновых ремней;
1 угол охвата ремнем малого шкива, град.
В нашем случае имеем:
Первоначальное усилие натяжения одного клинового ремня F0, Н, определяют по следующей зависимости:
(16.11)
где Ft тяговое (окружное) усилие передачи при её номинальном нагружении;
Ср коэффициент динамичности приложения внешней нагрузки и режима (сменности) работы передачи;
q линейная плотность выбранного ремня, кг/м;
е = 2,718 основание натуральных логарифмов;
1 угол скольжения ремня на малом шкиве передачи, град;
fI приведенный коэффициент трения ремня на боковых поверхностях канавок шкива;
К - необходимоу в передаче число параллельно работающих клиновых ремней;
С коэффициент угла охвата ремнем малого шкива передачи, определяемый для узких ремней по нижеприведенной формуле;
СК коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между параллельно работающими ремнями передачи;
V скорость движения ремня, м/с.
В нашем случае имеем:
.
При режиме работы средний, а работа ремней двухсменная имеем: Ср=1,2. [13, табл. 1].
Для кордошнуровых ремней имеем: q=0,06 кг/м. [7, стр.293].
Угол скольжения 1 определяется по формуле:
(16.12)
где 1 угол охвата ремнем малого шкива, град. В нашем случае имеем: 1=163. Тогда расчетное значение угла скольжения составит:
Коэффициент трения ремня находится по следующей формуле:
(16.13)
где f коэффициент трения ремня о шкив;
угол профиля канавок шкива, град. В нашем случае имеем:
.
Для клиноременных передач имеем: =34º. Тогда расчетное значение коэффициента трения ремня составит:
имеем: V=3,7 м/с. [стр.65]. Тогда расчетное значение первоначального усилия натяжения одного клинового ремня F0 составит:
Число ремней имеем: К=4. [стр.66].
Имеем: 1=163º. [стр.68]. Тогда расчетное значение усилий действующее на валы от ременной передачи составит:
16.8 Определение прогнозируемой долговечности ремней.
Прогнозируемую долговечность их ремней th находим по следующей зависимости:
(16.14)
где lim в базовый предел выносливости ремня, МПа;
m показатель степени кривой выносливости ремней;
N0 базовое число циклов изменения напряжений, возникающих в опасных точках ремня, циклов;
Yh коэффициент, учитывающий нестационарность внешней нагрузки и ограниченность (заданным сроком службы привода tp) длительности эксплуатации передачи;
коэффициент, учитывающий влияние на долговечность ремня передаточного числа U;
число пробегов ремня, с-1;
Z шк число шкивов передачи;
max нормальные напряжения, возникающие в опасных точках ремня при номинальном нагружении передачи, МПа.
В нашем случае имеем:
Для кордошнуровых ремней принимают lim в =10 МПа.
Для нормальных клиновых ремней принимают m=10.
Так как ремень IV класса, то имеем: N0=3·106 циклов.
Коэффициент, учитывающий нестационарность внешней нагрузки и ограниченность (заданным сроком службы привода tp) длительности эксплуатации передачи, рассчитывается по следующей зависимости:
, (16.15)
где n число блоков (режимов) нагружения передачи;
Ti, ti параметры (вращающий момент и суммарное время его действия за весь расчетный срок службы передачи) i-го блока нагружения передачи. Тогда расчетное значение коэффициента учитывающего нестационарность внешней нагрузки составит:
В соответствии с рекомендациями ISO, по следующей формуле:
(16.16)
Число пробегов ремня составляет: =3,3 с-1.
Число шкивов в передаче: Z шк=2.
Нормальные напряжения max , МПа, возникающие в опасных точках ремня (на наружной поверхности участка ремня, располагающегося на дуге покоя малого шкива передачи) при номинальном нагружении передачи, вычисляют по следующей зависимости:
(16.17)
где Ft напряжение, возникающее в поперечном сечении ремня от тягового усилия передачи, МПа;
е = 2,718 основание натуральных логарифмов;
1 угол скольжения ремня на малом шкиве передачи, град;
fI приведенный коэффициент трения ремня на боковых поверхностях канавок шкива;
Eu модуль упругости материала ремня при его изгибе, МПа;
y0 расстояние от нейтрального слоя ремня до его наружной поверхности, мм;
- диаметр малого шкива, мм;
плотность материала ремня, кг/м3;
V скорость движения ремня, м/с.
В нашем случае имеем:
Напряжения Ft, МПа, возникающие в поперечном сечении ремня от тягового усилия передачи Ft, определяют по следующей зависимости:
(16.18)
где Ft тяговое усилие передачи при её номинальном нагружении, Н;
Ср коэффициент динамичности приложения внешней нагрузки и режима (сменности) работы передачи;
А площадь поперечного сечения выбранного ремня, мм2;
СК коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между параллельно работающими ремнями передачи;
К – принятое число ремней.
В нашем случае имеем:
. [стр.].
При режиме работы средний, а работа ремней двухсменная имеем: Ср=1,2. [13, табл. 1].
А=81 мм2. [стр.63].
Для ремней с нормальным сечениям имеем: СК=0,78. [13, табл.20].
К=4. [стр.66]. Тогда расчетное значение напряжения возникающее в поперечном сечении ремня от тягового усилия составит:
[стр.].
. [стр.].
Для прорезиненных ремней согласно данным [4, c.159] имеем Е u = (80…100) МПа, принимаем Е u=90 МПа.
для нормальных ремней по ГОСТ 1284.1 89 имеем: y0=2,8.
мм. [стр.64].
Для клиновых ремней =(1250…1400) кг/м3. Принимаем =1250 кг/м3. [4, c.159].
V=3,73 м/с. Тогда расчетное значение нормального напряжения max составит:
Тогда расчетное значение прогнозируемой долговечности ремней th составит:
Так как прогнозируемая долговечность ремня th >tp=10000 ч., то замену ремней в процессе эксплуатации передачи не предусматривают.