Детали машин

| Категория реферата: Рефераты по технологии
| Теги реферата: лечение пяточной шпори, банк дипломов
| Добавил(а) на сайт: Ljasin.

[pic]

Коэффициент нагрузки [pic], несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение
[pic]=1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию[pic]

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).
[pic]
Здесь принято [pic]. Ближайшее стандартное значение [pic]. Нормальный модуль зацепления

[pic]; принимаем [pic](стр.36 [1])
2.3 Угол наклона зубьев [pic]. Определим число зубьев шестерни и колеса:
[pic]; принимаем z1=28 тогда [pic] принимаем z2=112
2.4 Основные размеры шестерни и колеса:
2.41 Диаметры делительные:
[pic]; [pic].
Проверка: [pic].
2.42 Диаметры вершин зубьев:
[pic]; [pic]; ширина колеса [pic]; ширина шестерни [pic].
2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

[pic].
2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи

[pic]м/с, где - ?1=[pic]
[pic]
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])
2.5 Коэффициент нагрузки

[pic]
Значения [pic] даны в табл.3.5[1]: при [pic], твердости [pic] и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи [pic].
По табл. 3.4[1] при [pic] и 8-й степени точности [pic]. По табл.

3.6[1] для прямозубых колес при [pic] имеем [pic]. Таким образом,

[pic].
2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:
[pic]
2.7Силы, действующие в зацеплении:
2.71 Окружная [pic];
2.72 Радиальная [pic];
2.73 Осевая [pic]
2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле
(3.25)[1]:
[pic]
Здесь коэффициент нагрузки [pic].
По табл. 3.7[1] при [pic], твердости [pic] и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор [pic]. По табл. 3.8[1] [pic]. Таким образом, коэффициент [pic].
2.81[pic]–коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев [pic]:[pic] у шестерни [pic]; у колеса [pic].
При этом [pic] и [pic] (стр.42 [1]).
Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:
[pic].
По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости [pic] [pic] .
Для шестерни [pic]; для колеса [pic].
[pic]–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где [pic]; [pic].
Следовательно, [pic].
Допускаемые напряжения: для шестерни [pic], для колеса [pic].
Находим отношения [pic]; для шестерни [pic]; для колеса [pic].
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты (( и КF(
[pic]?=1, т.к. ?=0
[pic]
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:
[pic]
Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [pic](учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]
[pic].
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69):
[pic].
Примем под подшипниками [pic]. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем [pic].
Диаметр выходного конца вала
[pic].
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: [pic]. Диаметр вала под подшипниками принимаем [pic], под зубчатым колесом [pic].
Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: [pic], [pic],
[pic].

Колесо кованое, [pic], [pic], [pic].
Диаметр ступицы [pic]; длина ступицы [pic], из конструктивных соображений принимаем [pic].
Толщина обода [pic], принимаем [pic].
Толщина диска [pic].

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.1 Толщина стенок корпуса и крышки:
[pic], принимаем [pic]; [pic], принимаем [pic].
5.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
5.21 Верхний пояс корпуса и пояс крышки:
[pic];
[pic];
5.22 Нижний пояс корпуса
[pic], принимаем [pic].
5.3 Диаметры болтов:
5.31 Фундаментных [pic], принимаем болты с резьбой М20;
5.32 Крепящих крышку к корпусу у подшипников [pic], принимаем болты с резьбой М16;
5.33 Соединяющих крышку с корпусом [pic], принимаем болты с резьбой М10.

6. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (табл. 7.15)
6.1 Вращающий момент на ведущем валу:
Т3 = Т2 =97 Н?мм
6.2 Передаточное отношение было принято Uц =3,6
6.3 Число зубьев:
6.31 Ведущей звёздочки

[pic]
6.32 Ведомой звёздочки

[pic]
Принимаем [pic]
Тогда фактическое [pic]
6.4 Отклонение ?%
[pic], что допустимо.

6.5 Расчётный коэффициент нагрузки (табл.7.38)
[pic],
Где Кэ =динамический коэффициент при спокойной нагрузке; Ка =1 учитывает влияние межосевого расстояния; Кн =1-учитывает влияние угла наклона линии центров; Кр= 1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи, Кр - учитывает способ регулирования цепи; Ксм =1 при непрерывной смазке; Кп
=учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе Кп =1.
6.6 Частота вращения звездочки (7.18)[1]

[pic], где [pic]
Среднее значение допускаемого давления при [pic]
Шаг однорядной цепи:

[pic]
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР 15,875-22,70 по ГОСТ 13568-75, имеющую t
=31,75 мм; разрушающую нагрузку [pic][pic]
6.7 Скорость цепи.