МПа < 425 МПА;

346 МПа < 425 МПА;

Определяем допускаемые напряжения изгиба.

_FP1 = _Flim1*Y_N1*Y_A1 / S_F1 = 446*0,53*0,7/1,4 = 118 МПа;

_Flim1 = 1,75*H_HB = 1,75*255 = 446 МПа;

;

_FP2 = _Flim2*Y_N2*Y_A2 / S_F2 = 411*0,66*0,7/1,4 = 136 МПа;

_Flim2 = 1,75*H_HB = 1,75*235 = 411 МПа;

;

Для быстроходной зубчатой передачи.

Шестерня – сталь 40ХНВ260.

_нр1 = 0,9*_нlim1*z_N1/S_н1 = 0,9*590*0,83/1,2 = 367 МПа;

;

N_нlim = 30* H_HB^2,4 = 30*260^2,4 = 18752418;

N_к = 60*n*c*t = 60*665*1*19008 = 758419200;

Колесо – сталь 40ХНВ240.

_нр2 = 0,9*_нlim2*z_N2/S_н2 = 0,9*550*0,88/1,2 = 363 МПа;

;

_нlim1 = 2*H_HB+70 = 2*240+70 = 550 МПа;

_нр = 0,45 (367+363) < 1,23 * 328,5;

328,5 МПа < 404 МПА;

 Определяем допускаемые напряжения изгиба.

_FP1 = _Flim1*Y_N1*Y_A1 / S_F1 = 455*0,42*0,8/1,4 = 109 МПа;

_Flim1 = 1,75*H_HB = 1,75*260 = 455 МПа;

;

_FP2 = _Flim2*Y_N2*Y_A2 / S_F2 = 420*0,53*0,8/1,4 = 127 МПа;

_Flim2 = 1,75*H_HB = 1,75*240 = 420 МПа;

;

3          Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные для расчета тихоходной цилиндрической зубчатой передачи:

N – передаваемая мощность, кВт;

N = 2,40 кВт;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

n₁ = 42,6 мин^-1;

n₂⁰ – желаемая частота вращения колеса, мин^-1;

n₂⁰ = 12,5 мин^-1;

n_2д – допустимое отклонение частоты вращения колеса от желаемой, мин^-1;

n_2д = 0,62 мин^-1;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы;

t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.

3.1       Проектный расчет передачи

Расчитаем момент на шестерне по формуле:

T₁ = 9550*N*к/n₁ = 9550*2,40*1,3/42,6 = 699 Н*м;

где N – передаваемая мощность, кВт;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

к – коэффициент нагрузки передачи, к = к_v * к_ = 1,3;

где к_v – коэффициент динамической нагрузки;

к_ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

Затем вычисляем предполагаемое передаточное число по формуле:

 U⁰ = h₁/h⁰₂ = 42,6/12,5 = 3,4

где h₁ – частота вращения шестерни, мин^-1;

h⁰₂ – желаемая частота вращения колеса, мин^-1;

Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: _b⁰_d = 0,8;

Расчитываем предполагаемое межосевое растояние по формуле:

г

де T₁ – расчетный момент на шестерне;

U⁰ – предполагаемое передаточное число;

_b⁰_d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

_нр – допускаемое контактное напряжение передачи;

Выбираем желаемое межосевое расстояние.

Далее выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния.

Значение a_ выбираем в пределах:

0,01* a_< a_ < 0,1*a_g;

0,01*300 < a_< 0,1*300;

3 < a_< 30;

Следовательно a_ принимаю равным 15мм, т.к. 3<15<30.

Данное значение удовлетворяет выше приведенное условие.

Расчитываем предполагаемый начальный диаметр шестерни по формуле:

d⁰_1 = 2*a_g/(U⁰+1) = 2*300/(3,4+1) = 136мм;

где U⁰ – предполагаемое передаточное число;

a_g – желаемое межосевое растояние.

Вычисляем предполагаемую рабочую ширину:

b⁰_ = _b⁰_d * d⁰_1 = 0,8*136 = 109мм.

где _b⁰_d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

d⁰_1 – предполагаемый начальный диаметр шестерни;

Выбираем рабочую ширину из соотношения

Она равняется 110мм

;

Выбираем число зубъев колеса из условия: z₁>16;

Принимаем z₁=20;

Затем вычислим число зубъев колеса по выражению:

z₂=z₁*U⁰ = 20*3,4 = 68;

где z₁ – число зубъев шестерни;

U⁰ – предполагаемое передаточное число;

Угол наклона линии зуба =0⁰, так как по условию задания передача циклическая, прямозубая.

Расчитываем предполагаемый модуль по формуле:

m⁰ = 2*a_g*cos /(z₁+z₂) = 2*300*cos 0/(20+68) = 6,8мм;

где a_g – желаемое межосевое растояние;

 - угол наклона линии зуба;

z₁ – число зубъев шестерни;

z₂ – число зубъев колеса;

Выбираем значение модуля по выражению m=m⁰ из ряда модулей СТСЭВ310-76.

;

Значение модуля равняется 7мм.

Выбираем коэффициенты смещения шестерни и колеса x₁=0,5; x₂=0,5 из условия, что 17<=z₁<=30 и U⁰<3,5.

Похожие работы

Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера

Скачать

13254

2

16

... – через сливное отверстие, уровень масла показывается с помощью маслоуказателя. Смазка подшипников осуществляется тем же маслом что и зубчатые колеса путем разбрызгиванием масла. Заключение При выполнении данной курсовой работы рассчитан привод и спроектирован редуктор привода. При расчёте двухступенчатого редуктора мы выбрали двигатель 4А132S4У3, у которого мощность , частота вращения .

Расчет цепного конвейера

Скачать

53034

1

0

... 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 &# ...

Привод ленточного конвейера

Скачать

20415

12

0

... . Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением. 1. Энергетический и кинематический расчет привода Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]: Pp=FtV= 4×103×1,6=6,4 кВт, где Ft– тяговое усилие на барабане, кН; V – окружная скорость Мощность, потребляемая ...

Расчет редуктора (конический одноступенчатый прямозубый). Передачи: ременная, цепная

Скачать

26186

0

6

... и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1). Для нашего привода (рис.1): Рисунок 1 – Схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый, 4 – цепная передача. Расчетная мощность электродвигателя, кВт:  ; (1.2) На основании рекомендуемых min и max величин передаточных чисел u для ...