Расчет коническо-цилиндрического редуктора - ABCD42.RU

Расчет коническо-цилиндрического редуктора

Конструкции и расчет редукторов

Редукторы коническо-цилиндрические двухступенчатые

Двухступенчатые коническо-цилиндрические редукторы изготовляются с передаточными числами от 6 до 40. Дальнейшее увеличение передаточного числа нерационально, так как приводит к снижению жесткости валов у шестерен и к увеличению их деформации, что ухудшает работу редуктора. Разбивка общего передаточного числа редуктора на отдельные передаточные числа по ступеням передач производится по табл. 194, где общие передаточные числа разбиты по ступеням передач из условия равнопрочности зубчатых передач быстроходной и тихоходной ступеней по контактной прочности зубьев.

Разбивка общего передаточного числа по ступеням в коническо-цилиндрических двухступенчатых редукторах

Допускаемые значения ​ в коническо-цилиндрических двухступенчатых редукторах

В табл. 195 приведены значения , определяющие нагрузочную способность редукторов. Эти значения рассчитываются исходя из прочности рабочих поверхностей зубьев и прочности зубьев по изгибу при реверсивной работе зубчатой передачи. Угол наклона зубьев цилиндрических колес 8°6 ’34 «, а для конических колес с тангенциальными зубьями 8. 15°. При расчете значений принимаются следующие материалы зубчатых передач: для колес — литая сталь с σв = 700 МПа, σт = 500 МПа, НВ ≥200; для шестерен — хромистая или хромоникелевая сталь с σв = 800 МПа, σт = 600 МПа, НВ ≥ 241. При применении сталей с повышенными механическим и свойствами табличные значения -— могут быть увеличены. Введением поверхностной закалки зубьев зубчатых колес также можно повысить значение -— по поверхностной прочности.

В зависимости от габаритных размеров редукторы выполняются с плоской опорной поверхностью (основание) (лист 135) или с ванной (лист 136), расположенной ниже опоры на фундаменте. В табл. 196 приведены габаритные размеры, масса и объем заливаемого масла для редукторов с плоским основанием и для редукторов с масляной ванной.

Выбор коническо-цилиндрических редукторов с размерами по табл. 196 производится так же, как конических редукторов.

На листе 137 представлена конструкция двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора. Корпус и крышка редуктора отлиты из чугуна СЧ25. Коническая передача с тангенциальными зубьями, цилиндрическая передача — прямозубая. Вал конической шестерни имеет две опоры, состоящие из конических двухрядных роликоподшипников. Такое расположение опор значительно повышает работоспособность конической шестерни по сравнению с консольным расположением шестерни. Валы цилиндрических передач установлены также на конических двухрядных роликоподшипниках.

В масляной ванне редуктора размещен змеевик, по которому во время работы непрерывно циркулирует холодная вода, охлаждая залитое в редуктор масло.

Конструкция двухступенчатого коническо-цилиндрического редуктора типа КЦ1 представлена на листе 138. Каждый из пяти типоразмеров этих редукторов с межосевыми расстояниями цилиндрической передачи от 200 до 500 мм имеет пять исполнений по передаточным числам и три варианта конструктивного исполнения. В табл. 197 привезены габаритные размеры (лист 139) двухступенчатых редукторов типа КЦ1. Конец тихоходного вала может выполняться цилиндрическим или в виде зубчатого венца. Зубчатый венец служит для непосредственного соединения с зубчатым венцом барабана или другого механизма. С зубчатым венцом редукторы выполняются только по первому и второму вариантам конструктивного исполнения.

Допускаемые передаваемые моменты, предельно-допустимые кратковременные моменты и допускаемые вертикальные консольные нагрузки на концы валов, приведенные в табл. 198, рассчитаны при спокойной работе редуктора в течение 8 ч в сутки, учитывая условия поверхностной прочности зубьев. При иных условиях работы полученные значения умножаются на коэффициент К, учитывающий характер нагрузки и продолжительность работы редуктора (табл. 199).

Для расчетов КПД редуктора принимают равным 0,94.

Характеристика зацепления редукторов типа КЦ1 приведена в табл. 200.

Передача быстроходной ступени коническая с круговыми зубьями со средним углом спирали βср = 30°, за исключением редуктора КЦ1-500, у которого угол спирали βср = 25°. Цилиндрическая передача косозубая с углом наклона β = 8°6’34».

7. Расчет коническо-цилиндрического редуктора

По кинематической схеме привода определить параметры коническо-цилиндрического редуктора (рис. 9).

Рис. 9. Кинематическая схема привода

с коническо-цилиндрическим редуктором:

1 – электродвигатель; 2 – ременная передача;

3 – коническо-цилиндрический редуктор;

4 – муфта фрикционная

7.1. Расчет конической передачи

Материал зубчатых колес Сталь 40ХН, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ до твердости HRC 48. 53 [2].

Время работы передачи при коэффициенте суточного использования Ксут = 0,7 и годового использования Кгод =0,8.

Время работы передачи:

,

где k – срок службы привода.

Число циклов перемены напряжений для колеса:

,

.

Базовое число циклов перемены напряжений при расчете по контактным напряжениям:

Коэффициенты долговечности при расчете по контактным напряжениям.

Базовое контактное напряжение:

–для шестерни;

–для колеса.

Допускаемое контактное напряжение:

.

Базовое число циклов перемены напряжений при изгибе:

NFO=410 6 .

Коэффициенты долговечности при расчете по изгибу:

Допускаемые напряжения при изгибе:

.

Геометрические параметры передачи показаны на рис. 10.

Пример выполнения вал шестерни конической приведен в приложении 16.

Рис. 10. Геометрические параметры передачи

Диаметр внешней делительной окружности колеса:

,

где vH = 1 – для прямозубых колес;

vH =1,85 – для колес с круговым зубом;

KHv = 1,2 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагрузки для прямозубых колес с твердостью больше 350 HB;

K =1+2bd/S – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, а – коэффициент ширины,S = 2 – индекс схемы (см. рис. 12).

Углы делительные конусов:

,

.

.

.

,

где K = 1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при изгибе для прямозубых колес;

K = 1,08 – для колес с круговым зубом;

vF = 0,85 – для прямозубых колес;

vF = 1 – для колес с круговым зубом.

колеса ; шестерни.

Фактическое передаточное число

.

Отклонение от заданного числа не должно быть больше 4 %

Окончательные значения размеров колес.

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

; .

Делительные диаметры колес:

,

.

Внешние диаметры колес:

,

.

По расчетным значениям выполнить эскизы конической шестерни и колес(рис.11).

Толщина обода ; фаскаf=(0,5. 0,6)mte; ширина овода =2,5mte+2; толщина диска С=(0,35)b; длина ступицы lcт=(1. 1,2)dк; диаметр ступицы dст=1,55dк; литейные уклоны 7; радиусы R= 6 мм.

Рис. 11. Эскиз конического колеса

Расчет сил в зацеплении (рис. 12).

Силы в зацеплении для колес с прямым зубом:

Окружная сила на среднем диаметре колеса

,

где dm2 = 0,857de2 – средний диаметр колеса.

Осевая сила на шестерни

,

где =20 – угол зацепления, tg 20=0,364.

Радиальная сила на шестерне

.

Осевая сила на колесе

Рис. 12. Силы в зацеплении

Силы в зацеплении для колес с круговым зубом:

Окружная сила на среднем диаметре колеса

,

где dm2 = 0,857de2 – средний диаметр колеса.

Осевая сила на колесе

Fa2=Fr1=Ft2(0,44 cos – 0,7sin ).

Радиальная сила на колесе

Fr2=Fa1= Ft2(0,44 sin + 0,7 cos ).

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Напряжения изгиба в зубьях колеса

.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

.

Значения коэффициентов YFS1 и YFS2, учитывающих форму зуба и концентрацию напряжений.

Для колес изготовленных без смещения

z 17 20 25 30 40 50 60 80 100 180

YF 4,27 4,07 3,9 3,8 3,7 3,65 3,63 3,61 3,6 3,62

Читайте также  Структура и уровни социологического знания

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

,

где – выбирается по табл. 14.

Расчетное контактное напряжение лежит в интервале:

.

Расчетные напряжения изгиба меньше допускаемых, что удовлетворяет условиям прочности.

Расчет коническо-цилиндрического редуктора

Главная > Курсовая работа >Промышленность, производство

Таганрогский технологический институт южного федерального университета

Естественно научный гуманитарный факультет

к курсовому проекту по курсу детали машин и основы конструирования

Выполнил: ст. гр. Н-28

Рассчитать редуктор по схеме (рис.1) со следующими данными:

мощность N =20 кВт;

угловая скорость вращения: ω=2,82 сˉ¹.

2. Плоскоременная передача

4. Коническо-цилиндрический редуктор

Рис.1. Схема редуктора

Введение

Детали машин — научная дисциплина, включающая теорию, расчет и конструктивные расчеты общего назначения. В ней изучаются кинематические расчеты, основы расчета на прочность и жесткость, методы конструирования. Системы управления в условиях больших скоростей и высот полета самолета поставили конструктора перед задачей по обеспечению их надежной работы. Основными критериями качества механизма и машин является надежность — комплексное свойство, которое может включать безотказность, долговечность, сохраняемость.

Установлено, что при современном уровне техники 85% машин выходят из строя в результате изнашивания – процесс постепенного изменения размеров детали в результате трения, и только 10-15% по другим причинам. Обеспечение износостойкости изделий регламентировано системой ГОСТов, в частности и определением относящиеся к трению, изнашиванию и смазке — ГОСТ 23002-78.

Системы управления авиационной техники выполняют сложные задачи, для правильного решения которых требуются необходимая мощность для применения органов управления статической и динамической устойчивости.

Весь комплекс систем Л.А. состоит из большого количества различных агрегатов и узлов, точное и правильное изготовление которых и определяет надежность и точность эксплуатации Л.А.

1 Выбор двигателя

Номинальная мощность двигателя .

Номинальная частота вращения

Определение передаточного числа привода и его ступеней

где U – передаточное число привода;

– частота вращения рабочей машины. Определяем её по формуле

– передаточное число зубчатой-цилиндрической передачи;

передаточное число конической-зубчатой передачи.

– передаточное число цепной передачи.

Выбор материала зубчатых передач и определение допустимых напряжений

Зубчатое колесо сталь 40ХН

Твердость сердцевины – 269-302

Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни и колеса:

Расчеты цилиндрических зубчатых передач редуктора

Коэффициент межосевого расстояния — =49.5

Коэффициент ширины — =0,315

Коэффициент ширины — =0,5 +1)= 0,7875

Коэффициент конструкции =1+2 2,0

1.2 Предварительные основные размеры колеса делительный диаметр

– ширина венца колеса:

1.3 Модуль передачи

определяем модуль зацепления m :

— вспомогательный коэффициент для косозубых передач

округляем полученное значение до стандартного:

1.4 Угол наклона и суммарное число зубьев

Min угол наклона зубьев

C уммарное число зубьев:

Истинное значение угла

1.5 Число зубьев шестерни

число зубьев колеса внешнего зацепления:

1.6 Фактическое передаточное число:

отклонение Δ от заданного :

1.7 Размеры колес:

делительный диаметр шестерни:

диаметр окружности вершин и впадин зубьев шестерни:

колесо внешнего зацепления:

1.8 Силы в зацеплении

— окружная сила в зацеплении:

— радиальная сила в зацеплении:

— осевая сила в зацеплении:

1.9 Проверка звеньев колес по напряжениям

Степень точности передач принимают в зависимости от окружной скорости колес

Коэффициент вычисляют по формуле

При твердости зубьев колеса НВ > 350 коэффициент:

Значение коэффициента принимают для косозубых колес при твердости зубьев ≤ 350НВ – 1,2 Коэффициент формы зуба принимают по таб.:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

1.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение косозубых и шевронных колес

2 Расчеты конических зубчатых передач

2.1 диаметр внешней делительной окружности колеса

– коэффициент вида конических колес, для прямозубых колес.

=1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

S =2 – индекс схемы

2.2 Углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес

Углы делительных конусов колеса и шестерни :

Определяем внешнее конусное расстояние :

Ширина колес: мм

2.3 Модуль передачи

Коэффициент интеграции нагрузки:

– для прямозубых колес

внешний окружной модуль передачи :

2.4 Число зубьев колеса и шестерни

2.5 Фактическое передаточное число

отклонение Δ от заданного :

2.6 Окончательные размеры колес

углы делительных конусов шестерни и колеса

делительные диаметры колес для прямозубых:

внешние диаметры колес для прямозубых:

2.7 Пригодность заготовок колес

для конической шестерни и колеса вычисляют размеры заготовок

2.8 Силы в зацеплении

окружная сила на среднем диаметре колеса

осевая сила на шестерне прямозубой

радиальная сила на шестерне

осевая сила на колесе

радиальная сила на колесе

и определяем для

2.9 Проверка зубьев колес по направлениям изгиба

и коэффициенты формы зуба шестерни и колеса

управление устойчивость двигатель самолет

напряжение изгиба в зубьях колеса

напряжение изгиба в зубьях шестерни

2.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

3. Расчет цепной передачи

3.1 определить шаг цепи

число зубьев ведущей звездочки —

допускаемое давление в шарнирах цепи

число рядов цепи для однородных цепей

3.2 Определить число зубьев ведомой звездочки

3.3 Определить фактическое передаточное число и отклонение Δ

отклонение Δ от заданного :

3.4 Определяем оптимальное межосевое расстояние

межосевое расстояние в шагах

3.5 Определяем число звеньев цепи

3.6 Уточнить межосевое расстояния в шагах

3.7 Определяем фактическое межосевое расстояние

3.8 Определяем длину цепи

3.9 Определяем диаметры звездочек

диаметр делительной окружности

ведущей звездочки =178мм

ведомой звездочки =500мм

диаметр окружности выступов

диаметр окружности впадин

3.10 Определяем фактическую скорость цепи

3.11 Определяем окружную силу

3.12 Проверить давление в шарнирах цепи

3.13 Проверить прочность цепи

4. Разработка чертежа общего вида редуктора

4.1 Определение размеров ступеней валов редуктора, мм

Конический редуктор

Существуют разные способы передать вращательное движение с одного вала на другой. В тех случаях, когда ведущий и ведомый вал по конструктивным особенностям должны находится перпендикулярно друг другу, используют конический редуктор. Данный механизм передает вращательное движение с вала на вал при помощи муфт или зубчатой передачи. При этом можно регулировать величину крутящего момента и угловую скорость посредством изменения величины муфт или зубчатых колес.

Конструктивные особенности

Существует два типа конических редукторов:

  • узкие;
  • широкие.

Под узким типом редуктора подразумевается то, что ширина зубчатого колеса будет равна четверти внешнего конусного расстояния. Передаточные числа в диапазоне 3-5, а число зубьев у шестерни 20-23. У редукторов широкого типа ширина колеса варьируется в пределах от 0,3 до 0,4 внешнего конусного расстояния. Значения передаточных чисел будут 1-2,5, а количество зубьев шестерни от 25 до 28.

На рисунке ниже изображен чертеж конического редуктора, на котором видно, что зубчатые колеса соприкасаются под определенным углом. Валы установлены на однорядные роликовые подшипники и находятся в закрытом корпусе с крышкой. В большинстве случаев, материалом для корпуса служат сталь или чугун, но встречаются модели из легких сплавов. В конструкции используются шестерни конического типа, имеющие прямые или косые зубья. Использование радиальных подшипников позволяет выдерживать большие осевые нагрузки.

По типу исполнения, конические редукторы могут содержать одну или несколько ступеней, с увеличением которых будет задействовано большее количество валов и конических пар. Самыми распространенными на сегодняшний день являются редукторы конические одноступенчатые. Благодаря двухступенчатым и трехступенчатым агрегатам получается достичь требуемого вращающего момента и реверсивного движения.

Читайте также  Третьи лица в гражданском процессе 4

В независимости от количества ступеней, вращение к редуктору от электродвигателя передается при помощи муфты, клиноременной или цепной передачи. На рисунке ниже изображена кинематическая схема одноступенчатого редуктора.

Смазка конической пары осуществляется при помощи масляной ванны. Одна из шестеренок частично погружена в масло и при вращении перемещает часть масла на другую шестерню, с которого масла вновь капает в ванну. Во время работы агрегата часть масла попадает на внутренние стенки корпуса, в которых находятся технологические отверстия. Через них масло попадает к подшипникам и смазывает их.

Достоинства и недостатки

Конструкция конических редукторов схожа с цилиндрическими, поэтому достоинства и недостатки у них схожи. Основное достоинство конического редуктора заключается в расположении шестерней или муфт под углом. Это дает возможность передать вращение от ведущего вала к ведомому, находящемуся к первому под углом в 90 градусов.

Еще одним немаловажным достоинством такого устройства является невосприимчивость к переменным и кратковременным нагрузкам. За это они часто применяются в производственных процессах с частыми запусками.

Как было сказано выше, конические редукторы имеют схожее с цилиндрическими устройство, но есть свои недостатки. К ним относятся:

  • более низкий КПД;
  • заедание колес происходит чаще.

Несмотря на то, что КПД такого агрегата на 10% ниже и возможны случая заедания шестерней, конические редукторы пользуются большим спросом и нашли себе применение во многих сферах.

Расчет конического редуктора

При проектировании конического редуктора необходимо определить его тип, размеры и технические характеристики исходя из требований и возможностей его эксплуатации на предприятии, а также экономичность его изготовления.

Далее будет описана последовательность расчета конического редуктора, для которого необходимо предварительно определить:

  • крутящий момент;
  • частоту вращения валов;
  • планируемый срок работы.

Чтобы выполнить расчет потребуется специализированная литература, содержащая таблицы коэффициентов и значений, а также знание определенных формул.

Последовательность действий при расчете конического редуктора:

    Определить передаточное число.

nвх – частота вращения входного вала;

nвых – частота вращения выходного вала.

    Вычислить количество зубьев.Для шестерни входного вала:

    Для шестерни выходного вала:

    Полученные значения округляют в большую сторону до стандартного.

    Вычислить фактического передаточное значение.

  1. Определить КПД.
    Стандартное значение 0,96
  1. Произвести расчет мощности.
    Мощность на выходном валу:

    Т – крутящий момент.
    По таблицам следует выбрать электродвигатель с приближенной большей мощностью.

    Определить твердость шестерней и материал.

    где dэл— диаметр вала электродвигателя.

    Полученное число округлить в большую сторону кратно 10. Выбрать материал с подходящей твердостью и записать его пределы текучести и прочности.

    Произвести расчет допускаемых напряжений.
    Наибольшим нагрузкам при работе подвергается шестерня. Поэтому необходимо выяснить количество циклов нагружения на всем сроке эксплуатации механизма. Для этого определяем время его работы в часах:

    где L срок работы агрегата;

    Kгод– коэффициент загрузки в год;

    Kсут– коэффициент загрузки в сутки.

    Количество вращений шестерни:

    Допустимое значение контактной выносливости:

    где δH0 — предельное значение контактной выносливости в МПа;

    SH – коэффициент запаса контактной прочности (равен 1,1);

    KFH — коэффициент долговечности.

    Допустимое значение выносливости на изгиб:

    где δF0 — предельное значение выносливости на изгиб в МПа;

    SF – коэффициент запаса прочности на изгиб (равен 1,75);

    KFL — коэффициент долговечности.

    Рассчитать предварительный делительный диаметр зубчатого колеса.

    Вычислить предварительный модуль.

    Полученный модуль уточнить по ГОСТу.

    Найти внешнее конусное расстояние.

  1. Найти диаметры вершин зубьев и делительных окружностей шестерни.
    dвнеш1 = mZ1;
    dвнеш2 = mZ2;
    dвер1 = dвнеш1+2mcosδ1;
    dвер2 = dвнеш2+2mcosδ2
  2. Вычислить ширину колеса.

    Полученную ширину округлить в большую сторону до стандартного значения.

    Определить высоту зубьев.

    Произвести расчет валов редуктора.

    где τ — допустимое значение касательного напряжения в МПа.

  1. Выбрать по размеру диаметров валов тип и размеры подшипников.
  2. Произвести расчет зубчатого колеса.
  3. Произвести расчет размеров корпуса.

Добиться необходимой прочности стенок корпуса агрегата и его деталей можно при помощи дополнительных ребер жесткости. Рекомендуется по возможности использовать пластмассы и другие легкие материалы, если это позволяют делать конструктивные возможности механизма. В целях экономии при создании редуктора следует выбирать материалы с более дешевой стоимостью, при условии, что это никак не скажется на его дальнейшей работе.

Конические редукторы нашли широкое применение на производстве. Несмотря на небольшие недостатки, они часто применяются в станках, поворотных механизмах и машинах. Использование таких агрегатов позволяет передать вращение под углом в 90 градусов, а также сделать реверс.

Проектирование коническо-цилиндрического редуктора

к курсовому проекту по деталям машин

1 Техническое задание

2 Кинематический расчёт привода

2.1 Подбор электродвигателя

3 Расчёт клиноременной передачи привода

4 Расчёт зубчатых передач редуктора

4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора

4.2 Расчёт конической передачи

4.3 Расчёт цилиндрической передачи

4.4 Выбор параметров и расчёт геометрии зубчатых колёс

5 Эскизная компоновка редуктора

5.1 Проектный расчёт валов на кручение, выбор типа и

схемы установки подшипников

5.2 Основные размеры корпусов, крышек, болтов,

6 Расчёт валов на сложное сопротивление

6.1 Расчёт ведущего вала

6.2 Расчёт промежуточного вала

6.3 Расчёт ведомого вала

7 Проверочный расчёт подшипников по динамической

7.1 Расчёт подшипников ведущего вала

7.2 Расчёт подшипников промежуточного вала

7.3 Расчёт подшипников ведомого вала

8 Список литературы

1 Техническое задание

Привод состоит из клиноременной передачи и коническо-цилиндрического редуктора.

Ч астота вращения выходного вала редуктора , мощность на выходном валу , нагрузка спокойная, передача реверсивная, требуемая долговечность .

2 Кинематический расчёт привода

2.1 Подбор электродвигателя

По мощности на выходном валу определяем расчётную мощность электродвигателя

где — КПД привода, равный ([3], с.14)

где — КПД клиноременной передачи;

— КПД конической передачи редуктора;

— КПД цилиндрической передачи редуктора.

Принимаем ([3] c. 15)

Общее передаточное число привода

где — частота вращения выходного вала привода;

— частота вращения вала электродвигателя.

где — передаточное число клиноременной передачи;

— передаточное число конической передачи редуктора;

— передаточное число цилиндрической передачи редуктора.

Предварительно принимаем ([3] c. 15)

Принимаем ([3] приложение таблица 2) .

С учётом полученной частоты вращения вала электродвигателя и расчётной мощности (кВт) по каталогу ([3] приложение таблица 2) выбираем двигатель, номинальная мощность которого P должна быть равна или больше расчётной мощности двигателя, т.е.

Тип двигателя 4А132МВ6УЗ

Мощность , кВт 7.5

Частота вращения, мин-1 970

Так как частота вращения выбранного электродвигателя не совпадает с полученной ранее, необходимо откорректировать принятые передаточные числа.

Изменим передаточное число редуктора

3 Расчёт клиноременной передачи привода

1) Крутящий момент на быстроходном валу

2) При данном моменте принимаем ([3] таблица 2.12) сечение “Б” с размерами

3) Диаметр меньшего шкива в соответствии с рекомендациями ([3] таблица 2.12) , но т.к. нет жёстких ограничений к габаритам передачи, то для повышения долговечности ремня принимаем следующим за минимальным ([3] таблица 2.12) .

4) Диаметр большего шкива ([3] формула 2.2)

где — коэффициент скольжения прорезиненного ремня.

Принимаем стандартный диаметр по ГОСТ 17383-73 ([3] таблица 2.12)

5) Фактическое передаточное число передачи ([3] формула 2.3)

6) Скорость ремня ([3] формула 2.4)

7) Частота вращения ведомого вала

8) Межосевое расстояние согласно рекомендациям ([3] таблица 2.14)

9) Расчётная длина ремня ([3] по формуле 2.6)

Стандартная длина ремня ([3] с. 26) L=2240мм.

10) По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние ([3] формула 2.9)

Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней ([3] с. 27)

Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке

11) Угол обхвата на меньшем шкиве ([3] формула 2.10)

12) Исходная длина ремня ([3] таблица 2.15)

13) Коэффициент длины определяется методом интерполяции по таблице 219 [3]

14) Исходная мощность при и ([3] таблица 2.15) методом интерполирования .

15) Коэффициент угла обхвата ([3] таблица 2.18) .

16) Поправка к крутящему моменту на передаточное число (таблица 2.20)

17) Поправка к мощности ([3] с. 28)

18) Коэффициент режима работы при указанной нагрузке ([3] таблица 2.8)

19) Допускаемая мощность на один ремень ([3] формула 2.24)

20) Расчётное число ремней ([3] по формуле 2.25)

21) Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки ([3] с. 28)

22) Действительное число ремней в передаче ([3] формула 2.26)

Принимаем число ремней .

23) Сила начального натяжения одного клинового ремня ([3] формула 2.28)

где q – масса одного погонного метра ремня ([3] таблица 2.12).

24) Усилие, действующее на валы передачи ([3] формула 2.29)

25) Размеры обода шкивов ([3] таблица 2.21)

26) Наружные диаметры шкивов ([3] формула 2.32)

27) Ширина обода шкивов ([3] формула 2.33)

4 Расчёт зубчатых передач редуктора

4.1 Разбивка передаточного числа между ступенями редуктора

В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах передаточное число тихоходной (цилиндрической) ступени рекомендуется ([3] с. 56)

где uр – передаточное число редуктора

Принимаем из стандартного ряда передаточных чисел зубчатых передач ([3] приложение таблица 8)

4.2 Расчёт конической передачи

4.2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса

1) Назначаем материал ([3] таблица 3.12) для шестерни и колеса – сталь 40ХН (поковка); термообработка – нормализация.

Для шестерни — , , 280 НВ1;

для колеса — , , 250 НВ2.

2) Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни ([3] формула 3.51)

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] формула 3.52)

где предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений ([3] таблица 3.19)

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (таблица 3.20)

Коэффициент долговечности ([3] формула 3.53)

базовое число циклов перемены напряжения ([3] c. 77)

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжения ([3] формула 3.54)

Коэффициент безопасности ([3] формула 3.56)

где — коэффициент, учитывающий нестабильность характеристики материала ([3] таблица 3.19) ;

— коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи ([3] таблица 3.21) .

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений ([3] формула 3.57) .

Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба ( [3] формула 3.58) .

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

3) Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса определяем аналогично предыдущему расчёту

Понравилась статья? Поделиться с друзьями:
Добавить комментарий

;-) :| :x :twisted: :smile: :shock: :sad: :roll: :razz: :oops: :o :mrgreen: :lol: :idea: :grin: :evil: :cry: :cool: :arrow: :???: :?: :!: