Детали машин

      Т₂ – крутящий момент на втором валу, Н м;

      U₂ – передаточное число клиноременной передачи;

       η_рем – коэффициент полезного действия клиноременной передачи;

       η_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 = 21,134 · 5 · 0,95 0,99=99,383  Н·м.

                                       ,                                   (2.25)

где Т₃ – крутящий момент на третьем валу, Н м;

      Т₂ – крутящий момент на втором валу, Н м;

      U₁ – передаточное число закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

       η_зз – коэффициент полезного действия закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

       η_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 = 99,383 · 6 · 0,97 · 0,99 = 572,625 Н·м.

                                             

,                                                     (2.26)

где Т₃ – крутящий момент на третьем валу, Н м;

      Т₄ – крутящий момент на четвертом валу, Н м;

      η_м – коэффициент полезного действия муфты;

       η_пп – коэффициент полезного действия пары подшипников.

 = 572,625 · 0,99 · 0,99 = 561,23  Н·м.

Полученные данные вносим в таблицу 1.1

Таблица 1.1 - Сводная таблица результатов

Номер Вала	Мощность Р, Вт	Угловая скорость ω, с-1	Частота вращения n, мин-1	Крутящий момент Т, Н·м
1	3163.127	149.67	1430	21.134
2	2974.92	29.93	286	99.396
3	2856,82	4.989	47.67	572.62
4	2800	4.989	47.67	561.23

 

 

3 Расчет клиноременной передачи

 

В клиноременной  передаче поперечное сечение ремня  имеет форму клина. Такая форма  обеспечивает увеличение силы трения между ремнем и шкивом за счет эффекта  заклинивания. Вследствие этого сила предварительного натяжения ремня  меньше, чем у плоскоременных передач, что приводит к уменьшению сил, действующих  на опоры, а также уменьшению диаметра шкивов и увеличению передаточного числа. Основные геометрические и силовые параметры ременной передачи приведены на рисунке 3.1. 

Рисунок 3.1 –  Геометрические и силовые пареметры ременной передачи

 

Расчет  ведется в следующей последовательности:

1) В зависимости от крутящего момента: Н×м, по таблице 7.4 [2]

выбираем тип ремня и минимальный  диаметр малого шкива:

     D₁ = 90 мм.

2) Диаметр ведомого шкива

                         (3.1)

где U₂ – передаточное число ременной передачи;

       D₁ – диаметр малого шкива, мм;

       ξ – коэффициент скольжения  ремня (ξ=0,01-0,02).

мм

Принимаем диаметр ведомого шкива равный ближайшему стандартному значению по ГОСТ 17383 D₂ = 315 мм.

3) Уточненное передаточное число:

     (3.2)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

      x – коэффициент скольжения ремня.

 

 

 

 

Отклонение  от требуемого значения не превышает 10%.

4) Окружную скорость ремня V определяем по формуле:

     (3.3)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

       ω₁ – угловая скорость вращения первого вала, с^-1.

5) Межосевое расстояние выбирается  по формулам:

а)  минимальное межосевое расстояние

,     (3.4)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

       h – высота ремня, мм. Определяется по таблице 7.5 [2]: h=8.

мм

б) максимальное межосевое расстояние найдем по формуле:

      (3.5)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм

мм

Принимаем межосевое расстояние a_пр = мм.

1. Длина ремня определяется по формуле:

   (3.6)

где D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

       а_пр – межосевое расстояние, мм.

 мм

Принимаем ближайшее стандартное  значение L=1800 мм

2. Уточняем межосевое расстояние а, при выбранной длине ремня:

                                  (3.7)

где ∆₁ = мм;

       ∆₂ = мм;

        L – длина ремня, мм.

 

3. Определяем угол обхвата на малом шкиве по формуле:

      (3.8)

где α  – угол обхвата;

      D₁ – диаметр первого шкива, мм;

      D₂ – диаметр второго шкива, мм;

       а – межосевое расстояние, мм.

4. Требуемое число ремней для передачи заданной мощности определяется

по формуле:

,     (3.9)

где Р₁ – предаваемая мощность, Вт;

      [P]- допускаемая мощность на один клин ремня при заданных условиях работы, определяемая по формуле:

_,    (3.10)

где K_p – коэффициент, учитывающий влияние режима работы, принимается по таблице 7.3 [2] К_р=1 при спокойной работе передачи;

       P₀ – значение мощности, передаваемое в стандартных условиях одним клиновым ремнём, кВт, принимается по таблице 7.6 [2] (P₀=0,84 кВт);

К_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, определяемый по формуле:

 =0,938.                                             (3.11)

 

_{[P]=0,84*0,938*1=0,788}

 

 

 Принимаем  число ремней z=3.

_________________________________asdasfsafsafsadfsdfsd

10) Расчет ремня на долговечность  осуществляется проверкой частоты  пробегов ремня на шкивах по формуле:

  ,                                                               (3.12)

11) Сила предварительного  натяжения одного ремня:

     (3.13)

где  F₀₁ – сила предварительного натяжения одного ремня, Н;

             P₁ – мощность на первом валу, кВт;

        V – окружная скорость ремня, м/c;

        K_α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхввата, определяемой по формуле;

       K_p – коэффициент, учитывающий влияние режима работы. Принимаем по таблице 7.3 [2];

       q – масса 1 м длины ремня, кг. Принимаем по таблице 7.5 [2].

12) Сила, действующая на валы:

                                (3.14)

где F₀₁ – сила предварительного натяжения одного ремня, Н;

      Z – число ремней;

      α – угол обхвата на малом  шкиве. 

 Н

13) Определяем параметры шкивов.

Количество спиц шкивов определяется по формуле:

                                               (3.15)

где D₁₍₂₎ – диаметр шкива, мм;

n₁=

.

Т.к. n₁<3, то ведущий шкив выполняют с диском.

Т.к. n₂>3, то ведомый шкив выполняют со спицами. Принимаем количество спиц равное 4.

Длина большей оси эллипса спицы  равна:

                                                (3.16)

где F_t – окружная сила, Н;

       [σ_и] – допускаемое напряжение изгиба, МПа. Для чугуна [σ_и]=30 МПа.

                                                   (3.17)

где Т₁ – крутящий момент на первом валу, Н м;

       D₁ – диаметр ведущего шкива, мм.

.

h=

.

Полученное значение округляем  до целого h=51 мм.

Длина малой оси эллипса определяется по формуле:

а=0,4 h,                                                      (3.18)

где h – длина большей оси эллипса, мм.

а=0,4

51=20,4 мм.

Наружний диаметр ступицы определяем по формуле:

d_ст=(1,6-2) d_в,                                                  (3.19)

где d_в – диаметр вала, мм.

d_ст=1,6

30=48 мм.

Длина ступицы:

_,                                                                       (3.20)

где B – ширина обода, мм;

       d_в – диаметр вала, мм.

B=(Z-1) t+2 f,                                                 (3.21)

где Z – число канавок;

       t, f – размеры профиля канавок, мм. Принимаем по таблице 8.11 [2] t=15,3 мм,

f=9.

В=(4-1)

15,3+2 9=63,9 мм.

Рисунок 3.2 – Конструкция ведущего шкива

Рисунок 3.3 – Конструкция ведомого шкива 

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

 

Расчет цилиндрических прямозубых, косозубых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354 – 75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливисть активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость при изгибе.

В данном курсовом проекте  расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении (Х = 0). В расчетах принят постоянный режим нагрузки, для которого при длительной работе эквивалентное число циклов перемены напряжений N_HE больше базового числа циклов N_HO. Для этого случая коэффициент долговечности K_HL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, принимается равным K_HL = 1.

4.1 Проектировочный расчет

Проектировочный расчет служит только для предварительного определения  размеров. Предварительно выбирают материалы  зубчатой пары таблица 3.1 [2].

В качестве материала для изготовления зубчатого колеса  используем сталь 45, а для шестерни используем сталь 50. Твердость для колеса принимаем НВ = 179-207, термообработка - нормализация; а для шестерни – НВ = 179-228,термообработка – нормализация. Механические свойства: предел прочности для колеса σ_в = 600 МПа, предел текучести σ_Т = 320 МПа, а предел прочности для шестерни σ_в = 628 МПа, предел текучести σ_Т = 343 МПа

1. σ_Hi-допускаемые контактное напряжение (МПа), расчитываем по формуле:

                                (4.1)

где σ_Нlim- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), расчитываем по формуле;

      S_Н -коэффициент запаса прочности, принимаем по таблице 3.1 [2] S_Н= 1,1;

     По ГОСТ 21354:

                                           (4.2)

где  σ_Нlimb- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:

                                                                                   (4.3)

 

 

 

 

 

 

для шестерни:

 МПа,

для колеса:

 МПа.

По таблице 3.1 [2] принимаем:

 МПа - для шестерни;

МПа -  для колеса.

 МПа  - для шестерни;

 МПа  - для колеса;

МПа.                        (4.4)

2. Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе найдем по формуле:

                                                                                                                        (4.5)