Индивидуальные очистные сооружения: К классу индивидуальных очистных сооружений относят сооружения, пропускная способность которых...
Двойное оплодотворение у цветковых растений: Оплодотворение - это процесс слияния мужской и женской половых клеток с образованием зиготы...
Топ:
Техника безопасности при работе на пароконвектомате: К обслуживанию пароконвектомата допускаются лица, прошедшие технический минимум по эксплуатации оборудования...
Методика измерений сопротивления растеканию тока анодного заземления: Анодный заземлитель (анод) – проводник, погруженный в электролитическую среду (грунт, раствор электролита) и подключенный к положительному...
Интересное:
Лечение прогрессирующих форм рака: Одним из наиболее важных достижений экспериментальной химиотерапии опухолей, начатой в 60-х и реализованной в 70-х годах, является...
Принципы управления денежными потоками: одним из методов контроля за состоянием денежной наличности является...
Распространение рака на другие отдаленные от желудка органы: Характерных симптомов рака желудка не существует. Выраженные симптомы появляются, когда опухоль...
Дисциплины:
2017-10-09 | 95 |
5.00
из
|
Заказать работу |
Выбор материала зубчатых колес
По табл. 3.1[1;с.49] определяем марку стали: для шестерни – 40Х твёрдость э1; для колеса – 40X твёрдость 2. Разность средней твердости 1ср - 2ср .
По табл. 3.2[1;с.50] определяем механические характеристики стали 40Х для шестерни твердость 269…302 э1, термообработка- улучшение, = 125 мм; для колеса твердость 235…268 2, термообработка – улучшение, = 125 мм.
Определяем среднею твердость зубьев шестерни и колеса:
= = 285.5 = = 248.5
Определение допускаемых контактных напряжений
Рассчитываем коэффициент долговечности наработка за весь срок службы: [1;с.52]
Для колеса: =573 ω·
= 573∙5,525 ∙17520 = 55 465 254 циклов;
Для шестерни: =
= 55 465 254 ∙5,6= 310 605 422,4 циклов;
= 55 465 254 циклов;
= 310 605 422,4 циклов
т.к > и < , то коэффициенты долговечности 1 =1 и 2=1
По табл. 3.1 [1;с.49]определяем допускаемое контактное напряжение соответствующее числу циклов :
для шестерни: = 1.8 + 67 = 1.8∙285.5 + 67 = 580.9 Н/
для колеса: = 1.8 ∙ 2ср + 67 = 1.8∙248.5 + 67 = 514.3 Н/
Определить допускаемое контактное напряжение: [1;с.53]
= 1 ∙ =1∙ 580,9 = 580,9 Н/
= 2 ∙ =1∙ 514,3 = 514,3 Н/
Изм.Изм. |
Лист сь № докум.Лист сь № докум. |
№ докум.№ докум. |
ПодписьПодпись |
ДатаДата |
ЛистЛист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 КП. ТМ. 2-36 08 01. 378. 16. ПЗ |
Рассчитываем коэффициент долговечности [1;с.53]
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
Для колеса: =12.86∙
= 4∙ – число циклов перемены напряжений
т.к > 1 и > 2, то коэффициент долговечности 1=1 и 2 =1
По табл. 3.1[1;c.49] определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее числу циклов перемены напряжений :
для шестерни: =1.03·285.5= 294.065 Н/
для колеса: = 1.03∙ 2ср =1.03∙248.5 = 255.955 Н/
Определяем допускаемое напряжение изгиба: [1;с.53]
для шестерни: = ∙ = 1∙ 294.065 = 294.065 Н/
для колеса: = ∙ = 1∙ 255.955 = 255.955 Н/
Т.к передача реверсивная, то уменьшаем на 25%:
= 294.065 ∙ 0.75 = 220.54 Н/
=255.955 ∙ 0.75 = 191.96 Н/
Изм.
Лист
сь
№ докум.
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
РАЗДЕЛ 4 КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектный расчёт
Межосевое расстояние: [1;с.58]
(4.1) |
где: Ka=43 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач; =5,6; = 282,9 Н∙м; = 0.32 - коэффициент ширины венца колеса; =514,3 Н/ ; = 1 - коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба.
= 43(5.6+1) 1=134,5 мм
Принимаем по табл. 13.15 = 135 мм
Определяем модуль зацепления: [1;с.59]
(4.2) |
где: =255,96 Н/
= ∙u/(u+1)=2∙135∙5,6/(5,6+1)=229,1 мм
= = 0.32∙135 = 43,2 мм
m = = 1,25 мм
Определим угол наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]
min = arcsin = arcsin =
Принимаем min = 8
Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса: [1;с.60]
= + = = = 213,84, Принимаем =213
Уточнить действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач: [1;с.60]
arccos = arccos =9,56
Определим число зубьев шестерни: [1;с.60]
= = =32,2
Значение округлить до ближайшего большего числа =32
Определить число зубьев колеса: [1;с.60]
= - = 213-32= 181
Определим фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного u: [1;с.60]
= = = 5,65
= ∙100% ≤ 4% = ∙100%= 1,79 %
Определим фактическое межосевое расстояние для косозубых передач: [1;с.60]
= = = 135 мм
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
Определить основные геометрические параметры передачи: [1;с.60]
= = = 40,6 мм
= = = 229,4 мм
= +2m= 40,6 +2∙1,25= 43,1 мм
= +2m=229,4 +2∙1,25 = 231,9 мм
= -2.4m= 40,6 -2,4∙1,25= 37,6 мм
= -2,4m= 229,4+2.4∙1,25= 226,4 мм
= +2= 43+2 = 45 мм
= ∙ =0.28∙ 135= 43 мм
Проверочный расчет
Проверим межосевое расстояние: [1;с.61]
= = = 135 мм
Проверим пригодность заготовок колес: [1;с.61]
= + 6 = 43,5+6 = 49,5 мм
= + 4 = 43,2+4 = 47,2 мм
Условие пригодности заготовки: [1;с.50]
Dзаг Dпред (125 мм)
Sзаг Sпред (80 мм)
Проверим контактное напряжение: [1;с.61]
(4.3) |
= 376∙ 1.15∙1∙1.05 = 511,9 Н/
Где: = 376 – вспомогательный коэффициент.
= 866,16 H
U= = = 1,19 м/с
т – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
- коэффициент динамической нагрузки.
- фактическое передаточное число.
[ ]H
511 Н/ 514,3 Н/
Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни:
(4.4) |
(4.5) |
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП.ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
Где: = 1.00 коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
= 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
= 1.04 - коэффициент динамической нагрузки.
= = = 60.82
= = = 243.87
= 3.62 – коэффициент формы зуба шестерни.
= 3.63 – коэффициент формы зуба колеса.
= 1- = 1- = 0.05 – коэффициент учитывающий наклон зуба.
= 3.63·0.05 ∙1.00∙1∙1.04 = 11.37 Н/ – допускаемое напряжение изгиба шестерни
11.37 Н/ < 220.5 Н/ - условие выполняется
(4.5) |
= =11.33 Н/ – допускаемое напряжение изгиба колеса
11.33 Н/ < 232.5 Н/ - условие выполняется
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Проектный расчет
Выбрать сечение ремня
=1,56кВт
=2,2кВт
=1425
Выбираем плоский ремень сечения Л
=17,4
Определить номинально допускаемый диаметр ведущего шкива мм, по табл. 5.4 в зависимости от вращающего мамента на валу двинателя , Н·м(см. Табл. 2.5)и выбраного сечения ремня.
<30
=63
Задаться расчетным диаметром ведущего шкива .
В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше из стандартного ряда чисел (см. табл. К40).
Определить диаметр ведущего шкива , мм:
= (1-ɛ),
где u- передаточное число открытой передачи(см. табл.2.5);
ɛ-коэффициент скольжения
= =633,6 (округляем до 630)
Полученное значение до ближайшего стандартного по таблК40.
Определить фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного u.
= ; = 100% ≤ 5%
= =3,18
= 100=0,625%
Определить ориентировочное межосевое расcтояние a, мм.
a≥ 1,55( + )
a≥ 1,55( + ) =1245
Определить расчетную длину ремня l мм
l= + ( + )+
Значение l округлить до ближайшего стандартного по табл К31
l= + ()+ =4000
Уточнить значение межосевого расстояния по стандартной длине
a= {2 l- ) +√[2 l- ) }
a= {2 · 4000 - )+√[2 · 4000 - ) }=1331
Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива град:
=180-57 ≥150
=180-57(630-200)=160,31 >150
Определить скорость ремня u м/с:
u= /(60· )≤[ v ]
где диаметр ведущего шкива и его частота вращения об/мин
[ v ]-допускаемая скорость м/с [ v ]=45 м/с для поликлиновых ремней
u= /(60· )=3,093 ≤ 40
Определить частоту пробегов ремня U
U= l / v ≤ [U]
Где [U] = 15 допускаемая частота пробегов
U=4/1,093= 1,29
определить допускаемую удельную окружную силу [ ], Н/ [ ]=[ ]
Где ]- допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/ . Определяется по таблице.5.1 интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива, С- поправочные коэффициенты.
=1
=0,94
=1,035
=0,9
=1,2
=0,85
[ ]=1,92 =1,7 Н/
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 392 |
b=
b= =149,4
Принимаем z=160
Площадь поперечного сечения ремня A,
A= b
A=2,8 =448
Определить силу предварительного натяжения , Н
Плоского ремня
=A
=448 =896
Определить окружную силу, передаваемую плоским ремнем . H:
= · / v
Где значение кВт и v м/с
= · /1,093 =711,3
Определить силы натяжение ведущей и ведемой ветвей
Для плоского ремня:
=
=
=896+711,3/2=251,65
=896-711,3/2=540,35
Определить силу давления на вал , Н
=2 sin
=2·896·sin =1765.6
Проверочный расчет
Проверяем прочность плоского ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви Н/
= + ≤[
где - напряжение растяжения Н/
= +
=
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
=711,3
b=149,4
A=448
+ =2,79
= – напряжение изгиба
= =1,26 Н/
= p · - напряжение от центробежных силы Н/
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
=8 H/ - для плоских
= 0,01
= + =4,06 < 8
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи [1;с.96]
= = = = 2469,66 H
= = = 2469,66 = 898,06 H
= = ∙tg = 415,94 H
6.2 Консольные силы [1;с.96]
На тихоходном валу:
= 1765,6 H
На быстроходном валу: [1;с.97]
=125 = 2102,45 H
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
Проектный расчет валов
Тихоходный вал
Для шестерни 40Х
Для колёс 40X
Под элемент открытой передачи: [1;с.108]
(6.1) |
= = 52,10 мм
= 10 Н/ - для быстроходного вала
(6.2) |
= = 57,31 мм – под шкив
Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
(6.3) |
мм
(6.4) |
мм
Под шестерню:
(6.5) |
мм
- определить графически на эскизной компоновке
=60
Под подшипник:
= 46,95 мм
=39.54 мм
= +3f=50+3 2=56
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
Рисунок 7.1 – Вал-шестерня цилиндрическая
Быстроходный вал
Под полумуфту: [1;с.108]
(6.6) |
= = 29.84 мм
(6.7) |
= = 38,792 мм – под полумуфту
Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
(6.8) |
мм
(6.9) |
мм
(6.10) |
мм
- определить графически на эскизной компоновке
Под подшипник:
= 35 мм
17 мм – для шариковых подшипников
Изм. |
Лист сь № докум. |
№ докум. |
Подпись |
Дата |
Лист |
КП. ТМ. 2-36 08 01. 10. 392 |
Рисунок 6.2 – Вал колеса
РАЗДЕЛ 8
Таксономические единицы (категории) растений: Каждая система классификации состоит из определённых соподчиненных друг другу...
Индивидуальные и групповые автопоилки: для животных. Схемы и конструкции...
Состав сооружений: решетки и песколовки: Решетки – это первое устройство в схеме очистных сооружений. Они представляют...
Биохимия спиртового брожения: Основу технологии получения пива составляет спиртовое брожение, - при котором сахар превращается...
© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!