WWW.REFERATCENTRAL.ORG.UA - Я ТУТ НАВЧАЮСЬ

... відкритий, безкоштовний архів рефератів, курсових, дипломних робіт

ГоловнаТехнічні науки → Деталі машин і ВПМ галузі - Курсова робота

Деталі машин і ВПМ галузі - Курсова робота

D2=320мм.
Уточняємо передаточне відношення і частоту веденого вала:
(21)
хв-1 (22)
хв-1
Визначаємо міжосьову відстань:
(23)
Приймаємо а=960мм.
Визначимо кут обхвату малого шківа при а=960мм:
, град (24)
Обчислюємо довжину паса:
, мм (25)
мм
Перевіряємо частоту пробігу паса:
с-1 (26)
с-1
Обчисляємо допустиме корисне напруження:
мПа (27)
де С? - коефіцієнт кута обхвату; С?=0,9715;
СV - коефіцієнт швидкості; СV = 1,04-0,0004V2
СV = 1,04-0,0004(11.9)2=0.983
CP - коефіцієнт режиму навантаження; CP = 0,8;
С? - коефіцієнт, що залежить від типу передачі та її розміщення; С?=1.
, мПа (28)
мПа
мПа
Визначаємо колову силу:
, Н (29)
де Т1 - момент рушійних сил, Н?м.
Н?м (30)
Н?м
Н
Обчислюємо площу поперечного перерізу паса, визначаємо його товщину і ширину:
мм2 (31)
мм2
За таблицею П7Л1 ст.357 приймаємо товщину паса ?=375 мм і ширину паса b.
Ширина паса визначається:
, мм (32)
мм
і при цьому приймаємо стандартну ширину паса b=60мм.
, мм2 (33)
мм2
Оскільки то прийняті розміри паса і шківа забезпечують нормальні умови експлуатації передачі і відповідну втому довговічність паса.
За таблицею П10 Л1 ст.359 знаходимо ширину шківів b=70мм.
Визначаємо величину сили тиску на вали:
Н (34)
Н (35)
де ?0=1,5 ... 1,96 Мпа.
z=1 шт.
, мм2
S = 225 мм2
Q0=1.57?225=353,25 Н
Н
4.2. Розрахунок ланцюгової передачі.
За таблицею П18 Л1 ст.364 вибираємо кількість зубів меншої зірочки z=23шт.
Кількість зубів більшої зірочки:
Z2=iZ1 (36)
Z2=4.16 ? 23=95.68
приймаємо Z2=95
Знаходимо крок ланцюга
м (37)
де Р1 - потужність ведучої зірочки, Вт.
Р1 = 3,61?103 Вт;
п1 - частота обертання ведучої зірочки, хв-1
п1 = 113,49 хв-1;
[p] - допустимий тиск, Па
За таблицю П19 Л1 ст.364 [p] = 32,2 МПа;
u - кількість рядів втулкової або роликового ланцюга;
u = 1;
к - коефіцієнт навантаження;
к=к1?к2?к3?к4?к5 (38)
к1 = 1 при спокійному навантаженні;
к2 = 1,5 - коефіцієнт мащення при періодичному мащенні передачі;
к3 = 1, 25 - при двозмінній роботі передачі;
к4=1 - коефіцієнт довжини ланцюга віджимними опорами при а=(30...50)t
к5=1 - коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга;
к = 1?1,5?1,25?1?1=1,875
Отже,
м
За таблицею П16 Л1 ст.362 приймаємо t=25,4 мм (тип ПР-25; 4-5670).
Швидкість ланцюга:
м/с (39)
м/с
Призначаємо міжосьову відстань, орієнтуючись на рекомендовану:
а=(30...50)t, мм (40)
а=(30...50)?25,4=762...1270 мм
Приймаємо а=800 мм;
Обчислюємо кількість ланок ланцюга:
шт. (41)
шт.
Приймаємо Lt=126 шт.
Довжина ланцюга:
(42)
L=126?25,4=3200 мм
Визначаємо силу ведучої вітки ланцюга.
Колова сила:
Н (43)
Н
Відцентрова сила при масі 1м вибраного ланцюга mL = 2,6 - по таблиці П16 Л1 ст.362
(44)
Н
Сила від провисання веденої вітки ланцюга при kg=6 (при ?=00)
Н (45)
Н
Отже,
, Н (46)
Q1=3281,8+3,146+122,4=3407,3?3407 Н
У вибраному ланцюгу перевіряємо тиск у шарнірах.
Площа проекції шарніра ланцюга
S=(0,25…0,3) t2?u, мм2 (47)
S=(0,25…0,3) ? 25,42?1=161,29…193,55 мм2
Приймаючи S=193 мм2 дістанемо:
Мпа (48)
Обчислюємо ділильні діаметри зірочок:
, мм (49)
мм
, мм (50)
мм
Умови позначення запроектованого ланцюга: ланцюга ПР-25, 4-5670 ГОСТ 13568-75, тобто приводний, роликовий однорядний ланцюг з кроком t=25.4 і руйнівним навантаженням Q=6570кг с ?55 ? 103Н.
5. Розрахунок передач редукторів.
5.1. Розрахунок прямозубої циліндричної передачі.
5.1.1. Розрахунок швидкохідної ступені циліндричного редуктора.
Обчислюємо обертовий момент на швидкохідному валі редуктора:
Н?м (51)
Н?м
Вибираємо марки матеріалу призначення хімікотермічну обробку зубів, визначаємо допустимі напруження.
Використовуючи таблиці П21; П28 Л1 ст.365, 368 призначаємо для виготовлення зубчастих коліс сталь 45 щ термічною обробкою: нормалізація - для колеса, поліпшення для шестерні.
За таблицею П28 стор. 368, Л1 для сталі 45 нормалізація, НВ 180...220.
?нр=420 МПа, МПа для реверсивної передачі для колеса поліпшення, НВ 240...280;
?нр=600 МПа, Мпа для реверсивної передачі для шестерні.
Призначаючи ресурс передачі знаходимо кількість циклів зміни напружень
Оскільки і , то значення коефіцієнта довговічності kHL=1 i kFL=1.
Отже, допустимі напруження для колеса
МПа
МПа
для шестерні
МПа
МПа
За таблицею П22 Л1 ст.365 для прямозубих коліс kа=4960 Па1/3 для матеріалу сталь-сталь.
Коефіцієнт ширини зубчастих коліс при симетричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор.
Приймаючи визначаємо за формулою:
(52)
За таблицею П25 Л1 ст.366, інтерпритуючи, знаходимо kНВ=1,2 і kFB=1,3; km=1,4 для прямозубої передачі; k=k3=1 - для закритої, z1=20…35 - для закритої передачі, приймаємо за таблицею П27 Л1 ст.367 - закрита.
Обчислюємо міжосьову відстань:
мм (53)
мм
Приймаємо =112 мм.
Обчислюємо модуль:
, м (54)
За СТСЭВ 310-76 приймаємо т=2мм.
Уточнюємо кількість зубів на колесі.
(55)
Позначимо число зубів шестерні і колеса
(56)
(57)
z2=112-37=75
Уточнюємо передаточне число
(58)
Розходження з прийнятим раніше номінальним передаточним відношенням не повинно перевищувати 2,5% при u?4,5.
Перевіряємо міжосьову відстань:
, мм (59)
мм
Обчислюємо ділильні діаметри, діаметри вершин і западин зубів шестерні і колеса.
d1=m?z1, мм (60)
d1=2?37=74 мм
d2=m?z2, мм
d2=2?75=150 мм
dа1=d1+2m, мм (61)
dа1=74+2?2=78 мм
dа2=d2+2m,
dа2=150+2?2=154мм
df1=d1-2.5m, мм (62)
df1=74-2,5?2=69 мм
df2=d2-2.5m, мм
df1=150-2,5?2=145 мм
Визначаємо ширину зубчастих коліс
, мм (63)
мм
приймаємо за R40 b1=47 мм, b2=45 мм.
Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі:
, м/с (64)
м/с
За таблицею 2 при 1z2=144-35=109.
Приймаємо z2=109.
Обчислюємо ділильні діаметри, діаметри вершин і западин зубів шестерні і колеса
d1=m?z1, мм
d1=2,5?37=87,5 мм
d2=m?z2, мм
d2=2,5?109=272,5 мм
dа1=d1+2m, мм
dа1=87,5+2?2,5=92,5 мм
dа2=d2+2m,
dа2=272,5+5=277,5 мм
df1=d1-2.5m, мм
df1=87,5-2,5?2,5=81,25 мм
df2=d2-2.5m, мм
df2=272,5-2,5?2,5=266,25 мм
Уточнюємо передаточне число, міжосьову віддаль і визначаємо ширину зубчастих коліс.
Розходження з раніше прийнятим номінальним передаточним відношенням не повинно перевищувати 2,5 при U=4,5.
Перевіряємо міжосьову відстань
, мм
мм
, мм
мм
Приймаємо за R40 b1=76 мм, b2=74 мм.
Визначаємо колову швидкість і призначаємо ступінь точності передачі:
, м/с
м/с
За таблицею 2 при 1Обчислюємо сили, що діють у зачепленні
Н
Fr=Ft · tg ?, H
Fr=2,29?103 · tg 200=833,56 ?834H
Перевірка на витривалість:
Визначаємо коефіцієнти:
За таблицею П22 Л1 ст.365 zM=274?103 Па1/2
за таблицею П26 Л1 ст.367 для 9-го ступеня точності, твердості ?45 HRS.
V=1,6 м/с інтерпулюючи дістаємо kHV=1,058 при твердості робочої поверхні зубів колеса z2?350 HB за залежністю , дістанемо:
Отже,
Перевіряємо контактну витривалість зубів
, Па
Витривалість зубів за напруженнями згину при найменшому значенні для шестерні, оскільки
, при z1=35
Па
Loading...

 
 

Цікаве