Пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине "Детали машин и основы конструирования" опнн18. 03. 0203. 05. 07 Пз
 Скачать 1.03 Mb.
|
|
4.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL5 и колеса KFL6   где  циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];N5 – число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Т.к. N5>NFO и N6>NFO, то принимаем KFL5=KFL6 = 1. Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений  (4.11)  (4.12) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса  (4.13)  (4.14) Расчет будем вести по наименьшему значению  из полученных, то есть  4.3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Определяем межосевое расстояние  где  - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];u – передаточное число редуктора; T4 – вращающий момент на тихоходном валу, Н·м;  - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 [4], =0,4; - допускаемое контактное напряжение колеса, ; - коэффициент, учитывающий распределению нагрузки по ширине венца;  . Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до ближайшего по стандартному ряду до  = 200 мм.Определяем модуль зацепления  где  - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];d6 – делительный диаметр колеса.   b6 – ширина венца колеса;  (4.18) – допускаемое напряжение изгиба; Полученное значение модуля округляем до стандартного, получаем m =2,00 мм. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса   Полученное значение округляем до целого числа и берём  Определяем число зубьев шестерни   Округляем полученное значение до целого, получаем  .Определяем число зубьев колеса  (4.21) . Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение  от заданного   (4.23) Определяем фактическое межосевое расстояние   Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса: - делительный диаметр шестерни и колеса  (4.25)  (4.26) - диаметр вершин зубьев шестерни и колеса  (4.27)  (4.28) - диаметр впадин зубьев шестерни и колеса  (4.29)  (4.30) - ширина венца шестерни и колеса (4.31)  (4.32) Округляем значения ширины венца колеса до ближайшего по стандартному ряду, принимаем b5 = 80 мм и b6 = 76 мм. 4.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Проверяем межосевое расстояние   Проверяем пригодность заготовок колёс. Условие пригодности заготовок колёс  (4.34) (4.35)Диаметр заготовки шестерни  (4.36) Толщина диска колеса  (4.37) Проверяем условия пригодности (4.35) и (4.36) 76,0<200 мм; 80< 125 мм. Условия прочности выполняются. Проверяем контактные напряжения  где К = 436 – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес [4];  - окружная сила в зацеплении;   - коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, в зависимости от окружной скорости и точности передачи [4]; - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [4],  Принимаем степень точности 9, следовательно, по таблице 4.3 [4]  Подставляя полученные значения в формулу (5.39), получаем   (4.41) Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса  где  = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [4]; – коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба [4]; - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, по таблице 4.3 [4];YF5, YF6 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем YF6 = 3,61 и YF5 = 3,77;  - коэффициент, учитывающий наклон зуба; - допускаемые напряжения изгиба и шестерни; Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни   Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. 5 Расчет клиноременной передачи [4] 5.1 Проектировочный расчет По номограмме (рисунок 5.3) [4] в зависимости от мощности на быстроходном валу Р1=2,28 кВт и номинальной частоты n1=1425 об/мин выбираем сечение клинового ремня А с минимальным значением диаметра меньших шкивов  Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d1=100 мм по стандартному ряду. Определяем диаметр ведомого шкива по формуле  (5.1)где u – передаточное число; ε – коэффициент скольжения, равный 0,01.  По стандартному ряду округляем до 250 мм. Определяем фактическое передаточное число   Определяем расхождение   Определяем ориентировочное межосевое расстояние по формуле  (5.4)где h=9,5 мм – высота поперечного сечения клинового ремня [4].  Определяем расчетную длину ремня   Принимаем по стандартному ряду l = 1000 мм. Определяем уточненное значение межосевого расстояния    Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива   Определяем скорость ремня   Определяем допускаемую мощность  (5.9)где Ср, Сα, С1, Сz – поправочные коэффициенты; Ср = 1; Сα = 0,89; С1 = 1; СZ=0,95  [P0] – допускаемая приведенная мощность; [P0] = 1,27 кВт.  Число ремней клинового ремня  (5.10) Принимаем z=2. Определяем силу предварительного натяжения ремня по формуле   Определяем силу натяжения ведущей и ведомой ветвей  (5.12) (5.13)    Определяем силу давления на вал   5.2 Проверочный расчет Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви шкива  , (5.16)где σ1 - напряжение растяжения;  (5.17) σu - напряжение изгиба;   συ - напряжение от центробежных сил;  (5.19)где p = 1300 кг/мм2;   - допускаемое напряжение растяжения;  Подставляем полученные значения в формулу (5.16)   . Условие (5.16) выполняется. Сведем полученные расчеты в таблицу 5.1. |