Организация стока поверхностных вод: Наибольшее количество влаги на земном шаре испаряется с поверхности морей и океанов (88‰)...
Наброски и зарисовки растений, плодов, цветов: Освоить конструктивное построение структуры дерева через зарисовки отдельных деревьев, группы деревьев...
Топ:
История развития методов оптимизации: теорема Куна-Таккера, метод Лагранжа, роль выпуклости в оптимизации...
Определение места расположения распределительного центра: Фирма реализует продукцию на рынках сбыта и имеет постоянных поставщиков в разных регионах. Увеличение объема продаж...
Проблема типологии научных революций: Глобальные научные революции и типы научной рациональности...
Интересное:
Финансовый рынок и его значение в управлении денежными потоками на современном этапе: любому предприятию для расширения производства и увеличения прибыли нужны...
Отражение на счетах бухгалтерского учета процесса приобретения: Процесс заготовления представляет систему экономических событий, включающих приобретение организацией у поставщиков сырья...
Влияние предпринимательской среды на эффективное функционирование предприятия: Предпринимательская среда – это совокупность внешних и внутренних факторов, оказывающих влияние на функционирование фирмы...
Дисциплины:
2020-04-01 | 154 |
5.00
из
|
Заказать работу |
Nэ=970мин-1, dэ=42 мм
Принимаем Uред>8, тогда
Uобщ.= Nэ/ Nт=970/50=19,4
Uт=2,8
Uб=3,55
Частоты вращения на валах:
N1= Nэ =970мин-1
N2= N1 / Uб=273,2 мин-1
N3= N2/ Uт=98 мин-1
Nt=49 мин-1
Мощности на валах:
P1=Pт/зцеп=7,39 кВт
P2= P1/зцеп зцил =7,62 кВт
P3=P2/зцеп зцил зцил =7,62 кВт
Рэл= P3/ зцеп зцил зцил змуф = 8,01кВт
РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
[Pц]=29 МПа; n1=98 мин-1
Определяем коэффициент эксплуатации передачи
Kэ=Kрр Kрег K0 Kс=1,2х1.25х1х1,5=2.25
Назначаем числа зубьев звездочек
z1=29-2u=29-2x2,18=25
z2=z1u=25x2 =50
Определяем шаг цепи из условия износостойкости шарниров и допускаемой частоты вращения звездочки, варьируя числом рядов цепи m
15x103/n1>=Pt>=69,4(P1Kэ/z1mn1[Pц])1/3
153>=Pt>=42.7
Принимаем шаг цепи равным 44.45 мм.
Цепь ПР-44.45-17240;Bц=25.4 мм, dn=12.7 мм, dp=25.4 мм, разрушающая нагрузка да 17240Н, масса 1 кг цепи 7.5 кг
Межосевое расстояние:
a=(30-50)Pt=44.45*35=1555.75 мм
Число звеньев цепи:
Zц=2a/Pt+(z1+z2)/2+(((z1+z2)/2п)))2/a)Pt=112
Делительные диаметры звездочек:
d1=Pt/sin(р/z1)=31,75/sin(р/25)=354 мм
d2=Pt/sin(р/z2)=31,75/sin(р/55)=708 мм
Наружные диаметры звездочек:
da1=Pt(0,7+ctg(р/z1)-0,31dp/Pt)=383 мм
da2=Pt(0,7+ctg(р/z2)-0,31dp/Pt)=737 мм
Выполняем проверочные расчеты цепи на износостойкость по удельному давлению в шарнирах Pц и долговечность по числу ударов в секунду ui
Pц=P1 Kэx6x104/ z1 Pt n1 Bц 28.39 МПа<[Pц]29 МПа
Ui=4z1n1/60zц=1.46 с-1<[ Ui]=13.05
Определяем нагрузку на вал в цепной передаче:
Fц=[ P1x6x104+(1..6)x9,8xaxqlx10-3]=4186 H
РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
KУH=0,5; KУF=0,3
Твердость колеса принимаем равной НВ=250, шестерни НВ=300. Материал—сталь 45, термообработка—улучшение.
Для колеса:
KуH=2; KуF=0,9;
NHlim=30HB2,4=1,7x107
NFlim= 4x106
Для шестерни:
KуH=1,2; KуF=1,15;
NHlim=30HB2,4=0,224x108
NFlim= 4x106
Расчет тихоходной ступени
Расчет допускаемых напряжений:
600 ≤ [у] H1= KуH HB1(NHlim/(60 N1Lh KУH))1/6= 483,3 МПа ≤ 780
576 ≤ [у] H2= KуH HB2(NHlim/(60 N2Lh KУH))1/6= 535,2 Мпа ≤ 780
[у] H1=600 МПа
[у] H2=576 МПа
[у] H=588 Мпа
300 ≤ [у] F1= KуF HB1(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 194 МПа ≤ 520
228 ≤ [у] F2= KуF HB2(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 234 МПа ≤ 432
[у] F1=194 МПа
[у] F 2=234 МПа
шba=2,5/(u+1)=0,16
Из ряда стандартных значений принимаем шba=0,4.
Рассчитываем межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости в пределах вариации коэффициента ширины:
aw=(u+1)cos2(в+Дв)(KHP2109/ шbaN2u2[у] H2)=225 мм
Принимаем в учебных целях aw=225 мм
Определяем ширину поля зацепления:
bw=(шbaaw+0,5)=37 мм -- ширина колеса
Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:
m=(2aw cos(в+Дв))/20(u+1)=5,9 мм
Принимаем m=6 мм
Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:
z1=2aw cos(в+Дв)/m(u+1)=19,7 принимаем=20
z2= z1u=56
Определяем геометрические размеры колес:
Межосевое расстояние делительное:
a=m(z1+ z2)/ 2cosв=228 мм
Делительные диаметры:
d1=mz1=120 мм;
d2=mz2=336 мм
Внешние диаметры:
da1=mz1+ 2m(1+x)=136 мм;
da2=mz2+ 2m(1+x)=348 мм
Внутренние диаметры:
df1= da1-4,5m=109 мм;
df2= da2-4,5m=321 мм
Толщина зубьев на делительном цилиндре:
s1=m(0,5р+0,728x1)=9,4 мм;
s2= m(0,5р+0,728x2)=8,5 мм
Окружная скорость и силовые компоненты в зацеплении:
v=р d1N2/60000=1,72 м/с;
Ft=P2/v=4296,5 H;
Fr=0,364Ft=1564 H
Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:
уH=1/awu(P2109KH(u+1)2 /bwd2)1/2=252 МПа;
уH=450(Ft KH(u+1)/ bwd2)1/2=246 МПа;
уF1=YFS1 Ft KH/bwm=83 МПа;
уF2=YFS2 Ft KH/bwm=102 МПа;
Перегрузка либо недогрузка находятся в пределах нормы, поэтому параметры колес оставляем без изменения.
Расчет быстроходной ступени
Расчет допускаемых напряжений:
600 ≤ [у] H1= KуH HB1(NHlim/(60 N1Lh KУH))1/6= 483,3 МПа ≤ 780
576 ≤ [у] H2= KуH HB2(NHlim/(60 N2Lh KУH))1/6= 535,2 Мпа ≤ 780
[у] H1=600 МПа
[у] H2=576 МПа
[у] H=588 Мпа
300 ≤ [у] F1= KуF HB1(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 194 МПа ≤ 520
228 ≤ [у] F2= KуF HB2(NFlim/(60 N1Lh KУF))1/6= 234 МПа ≤ 432
[у] F1=194 МПа
[у] F 2=234 МПа
Из ряда стандартных значений принимаем шba=0,2. в=5◦,Дв=1є
Рассчитываем межосевое расстояние передачи, удовлетворяющее контактной выносливости в пределах вариации коэффициента ширины:
aw=(u+1)cos2(в+Дв)(KHP2109/ шbaN2u2[у] H2)=228 мм
Принимаем в учебных целях aw=120 мм
Определяем ширину поля зацепления:
bw=(шbaaw+0,5)=46 мм -- ширина колеса
Назначаем модуль зацепления, согласуя его со стандартным:
m=(2aw cos(в+Дв))/20(u+1)=5 мм
Принимаем m=1,25 мм
Назначаем числа зубьев колес, округляя их до целого числа:
z1=2aw cos(в+Дв)/m(u+1)=20
z2= z1u=71
Уточняем угол наклона зубьев
вarccos(m(z1+z2)/2 aw ) =3.8°
Определяем геометрические размеры колес:
Межосевое расстояние делительное:
a=m(z1+ z2)/ 2cosв=228 мм
Делительные диаметры:
d1=mz1=100,2 мм;
d2=mz2=355,8мм
Внешние диаметры:
da1=mz1+ 2m(1+x)=110,2мм;
da2=mz2+ 2m(1+x)=365,8 мм
Внутренние диаметры:
df1= da1-4,5m=87,7 мм;
df2= da2-4,5m=343,3 мм
Толщина зубьев на делительном цилиндре:
s1=m(0,5р+0,728x1)=8,5 мм;
s2= m(0,5р+0,728x2)=7,2 мм
Окружная скорость и силовые компоненты в зацеплении:
v=р d1N2/60000=5,1 м/с;
Ft=P2/v=1494 H;
Fr=0,364Ft=8188,1 H
Fa= Ft tgв=99,2 H
Выполняем проверочные расчеты контактной и изгибной выносливости:
уH=cos2в/awu(P2109KH(u+1)2 /bwd2)1/2=208 МПа;
уH=450(Ft KH(u+1)/ bwd2)1/2=252 МПа;
уF1=YFS1 Ft KH/bwm=263 МПа;
уF2=YFS2 Ft KH/bwm=261,4 МПа;
Перегрузка либо недогрузка находятся в пределах нормы, поэтому параметры колес оставляем без изменения.
РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ
Материал для изготовления валов – сталь 45, термообработка—нормализация.
Твердость заготовки НВ=200
уВ=600 МПа, уТ=320 МПа
Расстояние между опорами и деталями передач выбираем из конструктивных соображений.
Расчет входного вала
Определяем компоненты реакций в опорах вала:
Вертикальная плоскость
Cx=-Fa=-99.2 H
УMc=0:
УMB=0:
By=(l3 *-Ft)/ (74)=-747.05 H
cY=(-Ft*l3)/(l3+l2)=-747.05 H
Проверка:
CY- Ft+ By=-747.05+1494.1-747.05=0
Горизонтальная плоскость
УMc=0:
УMB=0
Bz=(-Mfa-Fr*L2)/74=-4094.12 H
CZ=(Mfa-Fr*l2)/(l2+l3)=-4093.98H
Проверка
CZ +Bz+Fr=-4094.12-4093.98+8188.1=0
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:
Диаметр вала под подшипником принимаем равным 30 мм.
Расчет промежуточного вала
BX=-Fa=-99.2 H
Определяем компоненты реакций в опорах вала:
Вертикальная плоскость
УMc=0:
УMB=0:
By=(-Ft1 (l2+l3)-Ft2 *l3)/(l1+l2+l3)=-2200.4 H
CY=(-FT1*l1-Ft2*(l1+l2))/(l1+l2+l3)=-3590.2 H
Проверка
CY +By+ Ft1 +Ft2=-3590.2-2200.4+1494.1+4296.5=0
Горизонтальная плоскость
УMc=0:
УMB=0:
Bz=(-Mfa1-Fr1*(l2+l3) –Fr2*l3)/(l1+l2+l3)=-6746.6 H
Cz=(Mfa1-Fr1*l1–Fr2*(l1+l2))/(l1+l2+l3)=-3005.5 H
Проверка
Cz+ Bz +Fr1 +Fr2=-3005.5-6746.6+8188.1+1564=0
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:
Диаметр вала под подшипником принимаем равным 45 мм
Диаметр вала под колесом принимаем равным 50 мм.
Расчет выходного вала
Определяем компоненты реакций в опорах вала:
Вертикальная плоскость
УMB=0:
УMc=0:
BY=Fy*l3-Ft*l2/84=-917.75 H
CY= Ft*l1-Fy*(l1+l2+l3)/84=-6338.75 H
Проверка
BY +CY +Ft=-917.75-6338.75+4296.5=0 H
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов и определяем диаметры валов:
Диаметр вала под подшипником принимаем равным 60 мм
Выбор подшипников
Назначаем для опор валов подшипники средней серии и номер по диаметру вала и соотношению осевой и радиальной нагрузок.
Входной вал:
BX/(BY2+Bz2)1/2=0,41>0,35
Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 206
Lh=(106/60n)(0,6C/(XFR+YFA))= 1,6x105час
FR=(BY2+Bz2)1/2=599,57 H
FA=BX+0,83e FR=415,81 H
Промежуточный вал:
BX/(BY2+Bz2)1/2=0,05 <0,35
Выбираем шариковый однорядный подшипник 209
Lh=(106/60n)(0,6C/(XFR+YFA))= 10435 час
FR=(BY2+Bz2)1/2=709,99 H
FA=BX =99.2 H
Выходной вал:
BX/(BY2+Bz2)1/2=0<0,35
Наброски и зарисовки растений, плодов, цветов: Освоить конструктивное построение структуры дерева через зарисовки отдельных деревьев, группы деревьев...
Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...
История развития хранилищ для нефти: Первые склады нефти появились в XVII веке. Они представляли собой землянные ямы-амбара глубиной 4…5 м...
Эмиссия газов от очистных сооружений канализации: В последние годы внимание мирового сообщества сосредоточено на экологических проблемах...
© 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!