Определение передаточных чисел для каждой пары зубчатых колес
Окружное усилие в передаче
Определяем число зубьев и модуль зацепления
Проверяем расчетные контактные напряжения при принятых
Проектный расчет вала
При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются
При непрерывном вращении вала напряжения кручения изменяются
Определяем рабочую длину шпонки
Смазка коробки скоростей
Навигация
Окружное усилие в передаче
Основы конструирования: Проектирование привода общего назначения содержащего цепную передачу
38551
знак
9
таблиц
7
изображений
2.13. Окружное усилие в передаче.
P = N*103 / u н,
где N - передаваемое усилие, u - средняя скорость цепи.
P = 8.75 *103 / 0.54 = 16203 ,н
2.14. Проверка цепи на износ, по среднему давлению в шарнирах.
p = P * kэ / F ,н/мм2
где kэ определяется как произведение:
kэ = kд * kА * kн * kрег * kс * kреж ;
kд - коэффициент учитывающий днамичность нагрузки, при спокойной
нагрузке kд = 1
kА - коэффициент учитывающий межосевое расстояние = 1
kрег - коэффициент учитывающий способ регулировки натяжения цепи,
натяжение - положением одной из звездочек kрег = 1
kн - коэффициент учитывающий наклонность расположения передачи
передача - горизонтальная kн = 1
kс - коэффициент учитывающий влияние способа смазки
смазка - периодическая kс = 1.5
kреж - коэффициент учитывающий продолжительность работы
работа - в две смены kреж = 1.25
kэ = 1*1*1*1*1.5*1.25 = 1.875
F - проекция опорной поверхности шарнира в мм2. Для втулочной цепи.
F = B*d*m,
где m - число заходов = 1;
B и d - см. табл. параметров цепи.
F = 1.95 * 0.359 = 0.7
p = 16203 * 1.875 / 0.7 = 43400.9 н/мм2;
2.15. Определим усилие, действующее на вал, с учетом усилия от провисания
цепи.
R = P + 2*Sq,
где Sq - усилие от провисания цепи.
P - окружное усилие.
R = 16203 + 2 * 5.1 = 16213.2 ,н
3. Расчет зубчатых передач.
Для расчета зубчатой передачи выбираем наиболее нагруженные зацепле-
ния. Первое зацепление шестерня 1 и колесо 3 и второе зацепление шестерня 7
и колесо 10.
3.1. Таблица исходных данных при расчетных зацеплениях:
Табл. 3.1.
| n1 об/мин | n2 об/мин | n3 об/мин | i1x3 | i7x10 |
| 725 | 483 | 172.5 | 1.5 | 2.8 |
3.2. Для обеспечения меньших габаритов коробки скоростей выбираем
для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качества
ми: для шестерен Z1 и Z7 - сталь 40Х; sв=880н/мм2; sт=690н/мм2; термообра-
ботка - улучшение; НВ = 257. Для зубчатых колес Z3 и Z10сталь той же марки,
термообработка - нормализация sв=690н/мм2 ; sт=440н/мм2; НВ=200.
3.3. Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба для материалов
шестерен по формуле:
s-1’ » 0.35sв+ (70¸120) н/мм2
для материала колес:
s-1’’» 0.35sв+ (70¸120) н/мм2
подставим значения:
s-1’ » 0.35*880+ (70¸120) =378¸428 н/мм2
s-1’’ » 0.35*690+ (70¸120) = 311¸361 н/мм2
Принимаем s-1’ = 410 н/мм2 и s-1’’ = 320 н/мм2
3.4. Допускаемые напряжения изгиба зубьев высчитываем по формуле:
[s0]u’=(1.5*s-1) / ([n]*kpu ) н/мм2
для шестерен, принимая: [n]=1.5, ks = 1.6 и kpu = 1, напряжение составит:
[s0]u’=(1.5*410) / (1.5*1.6) = 256 н/мм2
для колес, принимая: [n]=1.5, ks = 1.5 и kpu = 1, напряжение составит:
[s0]u’’=(1.5*320) / (1.5*1.5) = 214 н/мм2
3.5. Допустимые контактные напряжения для колес Z3 и Z10 при коэффи-
циенте kpk = 1 вычисляются по формуле:
[s]k = 2.75 HB*kpk н/мм2
[s]k = 2.75 * 200 = 550 н/мм2
3.6. Определим вращающие моменты на валах коробки скоростей.
M = N/w н*м.
Ведущий вал:
М = 8.75 * 103 / 75.9 = 115.3 н*м.
Ведущий вал:
М = 8.75 * 103 / 75.9 = 115.3 н*м.
Ведущий вал:
М = 8.75 * 103 / 75.9 = 115.3 н*м.
3.7. Выполним расчет для зубчатого зацепления 1x3.
3.7.1. Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности поверхности зубьев.
Ат = ( i + 1) * Ö (340/[s]k)2 * Мрш/ (yA* i * kn ),
где i = 1.5, приняв предварительно К=1.5 , получим:
Мрш = К*Мш = 1.5 * 172.4 = 259.4 ,н*м.
где yА = В/А - коэффициент ширины, принимаем = 0.2
kn = 1, передача прямозубая.
После подстановки значений получим:
Ат = ( 1.5 + 1) * Ö (340/550)2 * 259.4*103/ (0.2*1.5 *1) = 170.8 ,мм
Принимаем по ГОСТу 2185-66 Ат = 160 мм (см. табл. П11 [2])
Похожие работы
... , , . Произведем оценку числа возможных вариантов, которые можно синтезировать на основе морфологической матрицы при наложении на нее граничных условий проектирования, а именно исключения вышеперечисленных вариантов: Для всего PC машины поточной линии прядильного производства оценка полных решений может быть проведена по следующей формуле: , где – количество исполнительных механизмов в ...
... частот вращения валов привода Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяют с учётом выполненной разбивки общего передаточного отношения по ступеням передаточного механизма привода. Частота вращения вала 1 (входного вала редуктора): n1 = nД, (1.8) n1 = 700 мин-1. Частота вращения вала 2 (промежуточного вала привода): , ...
... ребрами) изображают конструктивные и потоковые функциональные структуры [14]. Принципы построения функциональных структур технических объектов рассматриваются в последующих главах курса "Основы проектирования им конструирования" не включенных в настоящее пособие. Для систем управления существуют характеристики, которые можно использовать в качестве критериев для оценки структур. Одна из них - ...
... ) при запуске в серийное производство контейнеров с оборудованием. Все это ведет к снижению сроков и затрат на подготовку производства. 5Автоматизированное проектирование деталей крыла В настоящем разделе проекта рассматривается автоматизированное проектирование деталей и узлов с целью увязки конструкции и подготовки информации для изготовления шаблонов, технологической оснастки и самих деталей. ...
0 комментариев