Привод ланцюгового транспортера ДМ.04.01.00.00.ПЗ

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 05 Сентября 2013 в 18:35, курсовая работа

Описание работы

Попередньо визначаємо крок ланцюга, де - крутний момент на валу ведучої зірочки За табл.7.27 приймаємо ланцюг ПР-38,1-127 з кроком та руйнівним зусиллям площа опорної певерхні шарніра S = 394 мм2 і погона масса m = 5,5 кг/м Оптимальне значення міжосьової відстані, Приймаємо за табл.7.30 число веденої зірочки Z1 = 23 Число зубців веденої зірочки, Приймаємо число зубців веденої зірочки Z2 = 58

Содержание работы

1 ВИЗНАЧЕННЯ КІНЕМАТИЧНИХ І СИЛОВИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ
1.1Визначення потужності частоти обертання 4
1.2 Визначення передаточного числа привода 5
1.3 Визначення на валах приводу потужностей, крутних моментів,
частот обертання та кутових швидкостей 5
2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНИХ ПЕРЕДАЧ 8
2.1 Розрахунок швидкохідної косозубої передачі 8
2.2 Розрахунок тихохідної косозубої передачі 16
3 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ 24
3.1 Розрахунок проміжного валу 24
3.2 Розрахунок вхідного валу 31
3.3 Розрахунок вихідного валу 31
4 РОЗРАХУНОК ТА ВИБІР ПІДШИПНИКІВ 32
4.1 Розрахунок та вибір підшипників для проміжного вала 32
4.2 Розрахунок та вибір підшипників для вхідного вала 35
4.3 Розрахунок та вибір підшипників для вихідного вала 35
5 РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ 36
ЛІТЕРАТУРА

Скачать архив (1.02 Мб) Сколько стоит заказать работу?

Файлы: 1 файл

записка.docx

— 1.06 Мб (Скачать файл)

За табл.3.15 встановлюємо коефіцієнти форми зубців , Коефіцієнт нахилу зубців: Тоді напруження згини біля основи зубців шестерні та колеса

Таке недовантаження за напруженням згину припустиме, оскільки несуча здатність передачі обмежена контактною міцністю Недовантаження складає Знак мінус вказує на недовантаження Перевіряємо міцність зубців шестерні та колеса на згин при дії максимального навантаження

Результати розрахунків передачі оформимо в вигляді табл.2.1

Проектний розрахунок
Параметри	Значення		Параметри			Значення
Міжосьова відстань , мм	160		Кут нахилу зубців β, град			10,1
Модуль зачеплення , мм	2		Діаметр ділильного кола зубців, мм: шестерні d₁ колеса d₂			62,5 252,5
Ширина зубчастого вінця: шестерні b₁, мм колеса b₂, мм	69 64
Число зубців: шестерні Z₁ колеса Z₂	25 101		Діаметр вершини зубців, мм: шестерні d_a1 колеса d_a2			67,5 257,5
Види зубців	косозубі		Діаметр западин зубців,мм: шестерні d_f1 колеса d_f2			59,38 255,63
Перевірочний розрахунок
Параметри		Допустиме значення		Розрахункове значення	Відхилення % ;
Контактне напруження , Мпа		469		438	4.74
Контактне напруження мах, Мпа		2100		554	73,6
		1792		554	69,1
Напруження згину, Мпа		220		93,9	57,3
		191		86,7	54,6
Напруження згину мах, Мпа		782		150	80,8
		680		139	79,6

2.2 Розрахунок швидкохідної передачі

2.2.1 Вибір матеріалів для зубчастої передачі

Вибираємо сталі першої групи, для яких HB˂350 а також виконується умова:

HB₁˃ HB₂ + (30…80)HB Шестерня Сталь 40Х (термообробка-поліпшення) HB₂= 269…302 HB Колесо Сталь 40Х (термообробка-поліпшення) HB₂= 235…262 HB

2.2.2 Визначення допустимих контактних напружень

Визначимо середню твердість: для шестерні

для колеса

Граничні числа навантажень:

для шестерні

для колеса Числа навантажень зубців шестерні та колеса за строк служби для шестерні

для колеса де n₁=1260 – оберти на валу шестерні передачі, об/хв де n₂=70 – оберти на валу колеса передачі, об/хв L_h=24000 – тривалість роботи привода, год.

Еквівалентні числа навантажень зубців шестерні і колеса при змінному режимі для розрахунку на контактну втому і на втому при згині для шестерні

                                                                                          для колеса                                                                                                                                                                де k_HE = 0,5, k_FE =0,3 – коефіцієнти інтенсивності.                                                                            Для важкого режиму навантаження.                                                                                                                     Визначаємо межі контактної витривалості зубів:                                                                           для шестерні
Мпа                                                                                     для колеса                                                                                                                                                                                                       Коефіцієнт довговічності                                                                                                                        для шестерні
                                                                                                                                           для колеса                                                                                                                                                                                                                                                        Так як   N_HO1 ˂N_HE1, N_HO2 ˂N_HE2                                                                                                 Допустимі контактніт напруження для матеріалів зубчастих коліс                                                          для шестерні

для колеса

де Z_R= 0,95 – коефіцієнт, що враховує шорсткість ніжки зубця; S_H = 1,1 – коефіцієнт запасу міцності для коліс з поверхневим зміцненням. Для зубців косозубої циліндричної передачі розрахункове контактне напруження Це значення задовольняє додаткову умову.

Визначаємо допустимі граничні контактні напруження для шестерні і колеса для шестерні

для колеса

                                               Визначаємо межі витривалості зубців на згин                                                                           для шестерні
                                                                                                                                          для колеса                                                                                                                                                                                                  Коефіцієнт довговічності                                                                                                                  для шестерні
,0                                                                                                                                         для колеса                                                                                                                                 ,0

де при згині Приймаємо коефіцієнт довговічності ,0 Допустимі контактні напруження при згині для шестерні

для колеса

де K_FC = 0,75 – коефіцієнт, реверсивності; SF = 1,75 – коефіцієнт безпеки при напружені на згин Визначаємо граничні напруження: для шестерні
для колеса

Визначаємо допустимі граничні напруження: для шестерні

для колеса

2.2.3 Проектний розрахунок

Так як редуктор співвісний то не має сенсу розраховувату міжосьову відстань,так як Розраховуємо модуль зубчастих коліс попередньо прийнявши кут нахилу зубців (0,01…0,02)мм (0,01…0,02) Приймаємо стандартне значення модуля 2,5 Попередньо приймаємо кут нахилу зубців Визначаємо сумарне число зубців шестерні та колеса: Приймаємо Уточнюємо фактичний кут нахилу зубців = arccos() = 10, Визначаємо число зубців шестерні: Приймаємо

Визначаємо число зубців для колеса Фактичне передаточне число

Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від стандартного Тоді відхилення при

Що допускається, оскільки Визначаємо геометричні параметри зубчастих коліс

Ділильні діаметри шестерні та колеса, мм.

Діаметри вершин зубців шестерні та колеса, мм.

Діаметри западин зубців шестерні та колеса, мм. Ширина зубчастих вінців шестерні та колеса, мм.

2.2.4 Перевірка зубців коліс на контактну витривалість

Лінійна швидкість в полюсі зачеплення Визначаємо зусилля в полюсі зачеплення: Тангенційна Радіальна Осьова

Информация о работе Привод ланцюгового транспортера ДМ.04.01.00.00.ПЗ