Общее передаточное число и разбиение его по степеням
Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
Определение геометрических параметров
Выбор материала и определение допустимых напряжений
Проверочный расчет передачи
Условный расчет валов
Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность
Расчет подшипников качения
Навигация
Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
Проект привода цепного конвейера
41198
знаков
10
таблиц
21
изображение
3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета
Кинематическая схема передачи
Рис.3.1.
Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.
| параметры № вала | N, кВт | ω, рад/с | M,Нм | ид34 | идобщ |
| 2 | 15,7 | 34,24 | 458,5 | 4,0 | 47,68 |
| 3 | 14,9 | 8,56 | 1740 |
3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений
Материалы зубчатых колес
Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш = НВк + (20…50).
Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.
Таблица 3.2
Материалы зубчатых колес.
| Материал | Термообработка | Предел теку-чести, σт, МПа | Твердость, НВ | |
| Шестерня | Сталь 50 | нормализация | 380 | 180 |
| Колесо | Сталь 40 | нормализация | 340 | 154 |
Допустимые контактные напряжения:
,
где σНlim– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0= 30 НВ2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σНlimb= 2 НВ +70):
σНlimbш= 2·180+70=430МПа, σНlimbк =2· 154 + 70=378 МПа;
NН0ш= 30·1802,4 = 7,76·106, NН0к = 30 · 1542,4 = 5,3·106;
SН– коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем SН = 1,1, [6];
КНL – Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0 и дополнения (NΣ·КНЕ); КНЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ = 0,06.
NΣ - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:
,
где Lh –время службы передачи, для односменной работы Lh=1·104 час.
, 
.
NΣш · КНЕ =1,96 · 108 · 0,06 = 1,17 · 106 < NН0ш = 7,76 · 106,
NΣк · КНЕ = 0,49 · 108 · 0,06 =2,9 · 106 < NН0ш = 5,3 ·106.
Так как в обоих случаях NН0 >NΣ · КНЕ , то коэффициент долговечности
,
.
Мпа; 
МПа
Допустимые напряжения на изгиб.
,
где σFlimb– граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо = 4 · 106, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σFlimb= НВ + 260):
σFlimbш = 180 +260 = 440МПа, σFlimbк = 154 + 260 = 414 МПа;
SF – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF= 1,8, KFL– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (NΣ KFЕ); KFЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KFЕ = 0,02.
NΣm· KFЕ = 1,05·108·0,02 = 2,1·106 < NF0 = 4·106,
NΣк · KFЕ = 0,26·108·0,02 = 0,52·106 < NF0 = 4·106.
Так как в обоих случаях NF0 > NΣ KFЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:
; 
.
KFC- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КНL – 1,0, [6].
; 
Допустимые максимальные контактные напряжения.
[σН]max= 2,8 σТ.
[σН]max ш = 2,8·380 = 1064 МПа, [σН]max к =2,8·340=952 МПа.
Допустимые максимальные напряжения на изгиб.
[σF]max= 0,8 σТ.
[σF]maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [σF]maxк = 0,8·340 = 272 МПа.
Похожие работы
... (C/P) 3 ;αh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов. эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов. 6.4 Выбор муфт Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], ...
... проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, те
... – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи; η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения, η4 = 0,8 – КПД цепной передачи Потребная мощность электродвигателя Частота вращения вала двигателя nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ Где: – частота вращения вала конвейера; uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора; uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных ...
... 12,4-14,5 мм. Назначаем dк = 25 мм. dбк ≥ 25+3 ּ 1 = 28 мм. Назначаем dбк = 28 мм. dп = 25-3 ּ 1,5 = 21,5 мм. Назначаем dп = 20 мм. dбп ≥ 20+3 ּ 1,5 = 24,5 мм. Назначаем dбп = 25 мм. 3.2.3 Проверочный расчет валов Плоскость YOZ (вертикальная). Для определения реакции Rb воспользуемся уравнением (3.4) - Fr1 ּ 28+Fa2 ּ 45+Fr2 ּ 39+Fa1 &# ...
0 комментариев