Цилиндрический редуктор
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
его на 0,025L= 0,025 • 2800 = 70 мм для увеличения натяжения ремней.
Определим угол обхвата меньшего шкива:
(2.11)
Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи Ср = 1.
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня СL = 1,05.
Коэффициент, учитывающий влияние угла при ?1 = 153 коэффициент С? = 0,93. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:
предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент Сz = 0,9.
Число ремней в передаче по формуле:
(2.12)
где Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, Р0=5,021 кВт;
принимаем z =2.
Натяжение ветви клинового ремня по формуле:
(2.13)
где скорость ? = 0,5?двd1= 0,5 • 50 • 180 •10-3 = 4,5м/с;
? - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения А коэффициент ? = 0,18;
Определим давление на валы:
(2.14)
Ширина шкивов Вш:
Вш=(z-1)e+2?=(2-1)•19+2•12,5=44мм (2.15)
3. Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость HB 200; для колеса - сталь 40Л, термическая обработка -нормализация, но твердость на 30 единиц ниже - HB 170.
Допускаемые контактные напряжения:
[ H] = H lim bKHL /[SH], где (3.1)
H lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
H lim b = 2HB+70; (3.2)
HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; [SH] - коэффициент безопасности; [SH] = 1,1;
для шестерни:
[ H1] = (2HB1+70)KHL /[SH] = (2200+70)1/1,1 ? 427 МПа;
для колеса:
[ H2] = (2HB?+70)KHL /[SH] = (2170+70)1/1,1 ? 373 МПа;
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
а? = Ka(u+1) = 43(4+1) = 198,8 мм (3.3)
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а? = 200 мм
Нормальный модуль зацепления:
n = (0,010,02)а? = (0,010,02)200 = 24 мм (3.4)
Принимаем по ГОСТ 9563-60* mn = 2,5 мм
Примем предварительно угол наклона зубьев ?=300.
Определяем число зубьев шестерни и колеса:
(3.5)
Принимаем z1=28, тогда
(3.6)
принимаем z2=112.
Уточняем значения угла наклона зубьев:
(3.7)
Принимаем угол ?=28054?.
Определим основные размеры шестерни и колеса:
делительные диаметры:
(3.8)
Проверим межосевое расстояние:
диаметры вершен зубьев:
(3.9)
Определим ширину колеса:
2 = ?baa? = 0,4200 = 80 мм; (3.10)
ширина шестерни:
1 = b2 + 5 мм = 80 + 5 = 85 мм; (3.11)
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
?bd = = = 1,0625 (3.12)
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
? = = = 2 м/с (3.13)
При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности
Коэффициент нагрузки:
H = KH?KH?KH? (3.14)
Значения KH? даны в [5,с 69]; при ?bd = 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KH? = 1,1225.
При ? = 2 м/с и 8-й степени точности KH? = 1,0675. По [5,с 93] для шевронных колес при ? < 2 м/с имеем KH? = 1.
Таким образом, KH = 1,12251,06751 = 1,198
Проверка контактных напряжений:
H = = = 334 МПа (3.15)
H=H]-H/H] 100%=7,2%
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Ft = = = 3275 H; (3.16)
радиальная Fr = Ft =3275 = 1347 Н; (3.17)
осевая Fa = Fttg? = 32750,2095= 686 H; (3.18)
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
F = H] (3.19)
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF?KF?. При ?bd 1,0625, твердости HB 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KF? = 1,25, KF? = 1,1 по [5,с 90]. Таким образом, коэффициент KF = 1,251,1 = 1,375; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z?:
у шестерни z?1 = = = 42 (3.20)
у колеса z?2 = = = 167
F1 = 3,708 и YF2 = 3,60
Допускаемое напряжение:
F] = . (3.21)
По [2,с 85] для стали 45 улучшенной при твердости HB 350 F lim b = 1,8HB.
Для шестерни F lim b = 1,8200 = 360 мПа; для колеса F lim b = 1,8170 = 306МПа.
[SF] = [SF][SF] - коэффициент безопасности, где [SF] = 1,75, [SF] = 1. Следовательно, [SF] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни F1] = = 206 МПа;
для колеса F2] = = 175 МПа;
Находим отношения
для шестерни = 55,5 МПа;
для колеса = 48,6 МПа;
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y? и KF?:
Y? = 0,8;
KF? = 0,92 ;
Проверяем прочность зуба колеса:
F2 = H] (3.22)
F2 = ? 59,6 мПа 175 МПа
Условие прочности выполнено.
4. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [?к] = 20 МПа.
в1 = = ? 32 мм. (4.1)
Принимаем dв1 = 32 мм. Примем под подшипники dп1 = 40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем [?к] = 25 МПа.
Диаметр выходного конца вала
в1 = = ? 48 мм.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряд