Схема. схема19.вар9.. Техническое задание Рассчитать и спроектировать привод Крутящий момент на валу потребителя т вых 800 н м

• Название: Техническое задание Рассчитать и спроектировать привод Крутящий момент на валу потребителя т вых 800 н м
• Анкор: Схема
• Дата: 09.11.2022
• Размер: 7.16 Mb.
• Имя файла: схема19.вар9. .doc
• Тип: Техническое задание; #778708
• страница: 2 из 3

где W_HV – удельная окружная динамическая сила , Н / мм ;

Н /мм.

где δ_Н - коэф., учит., влияние твердости пов-ей зубьев [ 2.с.14 ]

g_o - коэф., учит., влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса

σ_Н = МПа

14.) Уточнённое значение расчётного допускаемого контактного напряжения :

[σ_Н ]^ут_Р = [σ_Н ]_Р ∙ МПа

где Z_R = 0,9 [ 2.c.7 ] при R_a = 3,2 ;

Z_ν = 1,065 [ 2.с.7 ], т.к. V₃ = V₄ = 9,5 м/с > 5 м/с ;

Z_X = 1,0 [ 2.с.7 ], т.к. d₄ < 700 мм.

15.) Проверка сопротивления активных поверхностей зубьев контактной

усталости :

σ_Н = 420,2 МПа < [σ_Н ]_Р =431,3 МПа.

Условие выполняется.

Проверочный расчёт на сопротивление усталости зубьев при изгибе.

16.) Напряжение изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях

зубьев шестерни и колеса.



где b – ширина венца зубчатого колеса ( b₄ = b_W = 64 мм;

b₃ = b_W + 4 мм = 68 мм. ) ;

Y_F - коэф., учит., форму зуба. При Х₃ = 0 Y_{F 3} = 3,9.

При Х₄ = 0 Y_{F 4} = 3,6 [ 2.c.16 ]

Y_β – коэф., учит., влияние наклона зубьев. Y_β = 1

Y_ε - коэф., учит., влияние перекрытия зубьев. Y_ε = 1 [ 2.с.15 ]

K_F - коэф., нагрузки при расчёте на изгиб.

K_F = K_A ∙ K_{F V} ∙ K_{F β} ∙ K_{F α} =

где

Н/мм

При Ψ_{b d} = 0,85 K_{F β} = 1,05 [ 2.c10 ] K_{F α} = 1 [ 2.c.5 ]

МПа

МПа

17.) Допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостного

излома зуба :



где σ⁰_FlimB - базовый предел изгибной выносливости , МПа ;

[ S_F ] – минимальный коэфф. запаса прочности ;

Y_N – коэффициент долговечности при изгибе ;

Y_R – коэф., учит., шероховатость переходной пов-ти ;

Y_X – коэф., учит., размеры зубчатого колеса ;

Y_A – коэф., учит., влияние двустороннего приложения нагрузки ;

Y_Z – коэф., учит., способ получения заготовки зубчатого колеса ;

Y_g – коэф., учит., влияние шлифования переходной поверхности зубьев ;

Y_d – коэф., учит., влияния деформационного упрочнения переходной пов-ти.

[2,c.5];



[ S_F ]_3,4 =1,7 [ 2.c.5 ]

Y_N3 = 1 ; Y_N4 = 1

Y_R = 1 [ 2.c.17 ] для неполированных зубьев.

Y_X3 = 1,05 – 0,000125 ∙ d₃ =

Y_X4 = 1,05 – 0,000125 ∙ d₄ =

Y_A = 1 [ 2.c.17 ] при одностороннем приложении нагрузки.

Y_Z = 1 [ 2.c.17 ] для поковок.

Y_g3 = Y_g4 = 1 , если переходная поверхность не подвергается

деформационному упрочнению.





18.) Проверка сопротивления зубьев усталости при изгибе :

σ_{F 3} = 112,8 МПа < [ σ_F ]₃ = 306 МПа.

σ_{F 4} = 110,7 МПа < [ σ_F ]₄ = 258 МПа.

Сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается.

3.2 Расчет цепной передачи с роликовой цепью.

Исходные данные:

Крутящий момент на меньшей звёздочке T₅ = 365,9 Н∙ м

частота вращения меньшей звёздочке n₅ = 735 об/мин

передаточное число цепной передачи u = 2,3

цепь однорядная;

нагрузка толчкообразная.

передача горизонтальная;

1.) Определяем приближенное значение шага цепи:

мм;

где m_p - коэффициент учитывающий рядность цепи [ 4.с.17 ],

2.) Выбираем стандартную роликовую цепь.

Цепь ПР – 31,75 – 8850 ГОСТ 13568 – 75 [ 4.с.17 ],

Шаг цепи Р = 31,75 мм; А = 262,2 мм²; F_раз = 88,5 кН; q = 3,8 кг/м.

3.) Число зубьев звёздочек :



Принимаем Z₅ = 25



4.) Частота вращения малой звёздочки не превышает допустимых

значений, привед. в таблице 2,1 [ 4.с.8 ],

n₅ = 735 об/мин < [ n₅ ] = 1100 об/мин.

5.) Задаём межосевое расстояние :



Принимаем а = 1300 мм.

6.) Число зубьев цепи.





Принимаем Z_о = 124 [ 4.с.8 ],

7.) Уточняем межосевое расстояние:





8.) Делительные диаметры звёздочек.




9.) Оценка долговечности цепи по частоте ударов звена цепи о звёздочки.

с^-1

U = 4,9 с^-1 <[ U ] = 18 с^-1 [ 4.с.8 ]

Долговечность цепи обеспечивается.

10.) Окружная сила на звёздочке.

Н,

11.) Коэффициент эксплуатации цепи.



12.) Допускаемое давление в шарнире цепи из условия

износостойкости шарнира цепи:

При n₅ = 735 об/мин и P =31,75 мм [ P ] = 19 МПа.

13.) Расчётное давление в шарнире цепи.

МПа.

Р = 18 МПа < [ Р ] = 19 МПа.

Износостойкость шарнира цепи обеспечивается.

14.) Общее натяжение цепи.



Н

Н

м/с.

15.) Запас прочности цепи на разрушение.

[ 4.с.11 ],

Прочность цепи на разрыв обеспечивается.
16.) Нагрузка на вал от звёздочки цепной передачи:
Н.


4. Проектировочные ( ориентировочные ) расчёты валов I, II.

Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой

« улучшение » σ_b = 880 МПа, [ τ_кp ]_II^cт45 = 130 МПа.
мм.
мм.

Принимаем для I вала:
d под подшипниками = 30 мм.
для II вала:
d под подшипниками = 45 мм.
d под колесом = 48 мм.


5. Выбор способа и типа смазки подшипников и передачи.
Так как окружная скорость колеса, погруженного в масло,

V = 9,5 м/с меньше 15 м/с , для смазки прямозубой передачи применяем
картерную систему смазки ( окунанием большего колеса в масло ).
Так как окружная скорость колеса V = 9,5 м/с больше 1 м/с , внутри
корпуса образуется масляный туман, которым смазываются подшипники
редуктора.
При скорости V =9,5 м/с и контактных напряжениях σ_н = 420,2 МПа
согласно рекомендуемая вязкость масла равна 34 ∙ 10^-6 м²/с.
Такой вязкостью обладает масло Индустриальное И – 30 А.

6. Первая эскизная компоновка редуктора.

6.1 Определение толщины стенки корпуса редуктора.

Толщина стенки основания корпуса редуктора:

мм

Из технологического соображения принимаем σ = 8 мм.

Толщина стенки крышки корпуса:

мм.

6.2 Определение диаметров болтов:

Диаметры фундаментных блоков

мм.

Принимаем d₁^ГОСТ М 18.

Диаметр болтов, стягивающих бобышки крышки и основания

корпуса у подшипников.

мм.

Принимаем d₂^ГОСТ М 12.

Диаметр блоков, скрепляющих тонкие фланцы основания

корпуса и крышки.

мм.

Принимаем d₃^ГОСТ М 10.

Толщина фланца под фундаментные болты d₁:

= 19 мм.

Ширина фланца под болты d₁ : К₁ = 48 мм.

Толщина тонких фланцев под болты d₃ :

;

Ширина фундамента под болты d₃: К₃ = 28 мм .

Ширина бобышки под болты d₂: К₂ = 39 мм .

С возвышением шлифуемой поверхности над литой К₂¹ = К₂ + 4мм =

= 39 + 4 = 43 мм .

7.Проектировочные (приближённые) расчёты валов I и II.

I вал:

b = 56 мм ; с = 54 мм ; d = 60 мм .

Усилие в зацеплении колёс :

окружная сила

Н

радиальная сила

Н

F_м= Н.

∑ М_АХ = 0 ;

R_BХ∙(b+c)-F_r3 ∙b- F_м ∙(d+b+c)=0;

Н

∑ М_ВХ = 0 ;
F_м ∙d-R_АХ∙(b+c)+ F_r3 ∙c=0;

Н

∑ М_Ау = 0 ;
-R_Bу∙(b+c)+F_t3 ∙b =0;