Колесо зубчатое цилиндрическое из стали 45 по ГОСТ 1050-74

рпз.pdf

В основу методики работы над проектом в четырех стадиях проектирования
(техническом задании эскизном техническом проектах и рабочей документации)
положено его деление на ряд последовательно решаемых задач. Это систематизирует
работу над проектом; создается необходимая ритмичность его выполнения которая
обеспечивает своевременность как сдачи отдельных задач так и защиты проекта.
Проектирование это разработка общей конструкции изделия.
Конструирование это дальнейшая детальная разработка всех вопросов решение
которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную
Проект это документация получаемая в результате проектирования и
Правила проектирования и оформления конструкторской документации
стандартизированы. ГОСТ 2.103-68 устанавливает стадии разработки
конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы
выполнения работ: техническое задание техническое предложение (при курсовом
проектировании не разрабатывается) эскизный проект технический проект рабочая
Техническое задание на проект содержит общие сведения о назначении и
разработке создаваемой конструкции предъявляемые к ней эксплутационные
требования режим работы ее основные характеристики (геометрические силовые
кинематические и др.).
Эскизный проект (ГОСТ 2.119-73) разрабатывается обычно в нескольких (или
одном) вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом в результате
которого отбирается вариант для последующей разработки.
Технический проект (ГОСТ 2.120-73) охватывает подробную конструктивную
разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением
необходимых поправок и изменений рекомендованных при утверждении эскизного
Рабочая документация заключительная стадия
Работая над проектом следует провести краткое описание работы привода то есть
произвести кинематические расчеты определить силы действующие на звенья узла
произвести расчеты конструкции на прочность выбрать соответствующие материалы
указать преимущества и недостатки а также особенности конструкции и расчета.
Работу проводить используя действующие стандарты нормали и справочную
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1. Мощность на валу 3: P3 = 6.5 кВт;
1.2. Угловая скорость вала 3: 3 = 3.4 сек-1;
1.3. Срок службы: L = 10 лет;
1.4. На рис.1 приведена кинематическая схема привода в соответствии с заданием
Рис.1 Кинематическая схема привода
2. Определение мощностей передаваемых валами.
2.1. Значения i для каждой передачи принимаем по рекомендациям см.
а) 1 = 0.95 -КПД клиноременной передачи между валами дв.-1.;
б) 2 = 0.97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи между валами 1-2;
в) под = 0.99 - одной пары подшипников.
г) муф = 0.98 -КПД муфты.;
2.3 Общий КПД привода:
= 1 2 под муф = 0.95 0.97 0.99 0.98 = 0.876
3. Выбор электродвигателя
3.1. Выбор электродвигателя ведем из условия:
где Pдв.тр - требуемая мощность электродвигателя
Pдв.ном - мощность двигателя указанная в каталоге на двигатели
Pдв.тр = Pдв = 7.4 кВт
3.2. Характеристика принятого двигателя типа IM1081.
По таблице 24.7 [2 457] по требуемой мощности выбираем трехфазный асинхронный
электродвигатель АИР132М6 единой серии АИР с короткозамкнутым ротором с мощностью
Pэдв = 7.5 кВт dэл = 38 мм Kп_н = 2 синхронной частотой вращения nсин = 1000 обмин и
скольжением s = 3.2 % закрытый обдуваемый.
3.3. Скорость вала двигателя
4. Разбивка передаточного числа привода .
4.1. Требуемое число оборотов вала 4 ( n4).
4.1. Требуемое передаточное число привода .
4.2. Передаточное число привода представим в виде
U1_2 := 3.55 - передаточное число зубчатой между валами 1 и 2 передачи по ГОСТ 2185-66; [1 36]
Uдв_1 := 2.6 - передаточное число клиноременной передачи между валами дв. и 1;
Uобщ_р = Uдв_1 U1_2 = 2.6 3.55 = 9.23
0 = 2.82 % находится в пределах
допустимых значений (-4% ΔU 4%)
5. Расчет частот вращений валов
5.1. Используем зависимость
Вал дв: nдв = 968 обмин;
Вал 3: n3 = n2 = 105 обмин;
5.2 Расчет угловых скоростей валов
6. Расчет крутящих моментов
6.2. Расчет сведен в таблицу 1
Передаточное Крутящий момент Мощность на
7.1. Расчеты Pi Ti ni являются предварительными и могут быть изменены и уточнены при
дальней ших расчетах привода.
7.2. Данные таблицы 1 являются исходными данными для дальнейших расчетов.
Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 1-2.
Срок службы передачи: L = 10 лет;
Коэффициенты α1 := 10
График нагрузки рис 3.
α2 := 0.4 α3 := 0.3 α4 := 0.3 1 := 0.75 2 := 0.4 KГ := 0.2 KС := 0.3
Рис 3. График нагрузки.
1.2 Время работы передачи: ts = L 365 KГ 24 KС = 10 365 0.2 24 0.3 = 5255.0 часов;
1.3. Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки ( NHE):
75 609.0 0.3 + 0.4 609.0 0.3
NHE1 = 60 10 105.0 5255.0
NFE1 = 60 10 105.0 5255.0
C := 1 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;
NHG := 100 10 циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6
1.5. Коэффициент долговечности KHd1 =
= 0.918 => KHd1 := 1
1.6. Коэффициент долговечности по изгибу( KFd):
NFG := 4 10 - база изгибных напряжений;
При любых значениях NHE коэффициент контактной
долговечности должен находиться в пределах 1 ≤ K Fd1 ≤ 1.3 тогда примем KFd1 = 1
2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость (полагая
что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 220
2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость
2.1.2. Механические характеристики стали 45
в1 := 780 МПа- предел прочности
T1 := 440 МПа- предел текучести
2.3. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания
и изгибным напряжениям.
[]H01 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0 МПа;
[]H02 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0МПа;
3.1. Определяем коэффициент нагрузки ( KH KF);
3.2 Предворительное значение окружной скорости по формуле (V'):
Cv := 15 по табл. 4.9 [4. 95];
a := 0.315 - коэффициент ширины по табл. 3.3 [4. 53];
3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:
Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:
3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.
По таб. 4.7 (1. 93] определяем коэффициент концентрации KH0 := 1.17
x := 0.75 таб. 4.1 [4. 77].
KH := KH0 ( 1 x) + x = 1.042
По рис. 4.7 [4. 92] определяем коэффициент распределения нагрузки KHα := 1.1
По таб. 4.11 [4. 96] определяем коэффициент динамичности: KHv := 1.1
тогда: KH := KHα KH KHv = 1.261
3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость
3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KF0 := 1.15
x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].
KF := KF0 ( 1 x) + x = 1.075
3.6 Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]
3.7 По таб. 4.12 [4 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04
тогда: KF := KFα KF KFv = 1.12
4.1 Предварительное межосевое расстояние по формуле:
K := 300 - для прямозубых передач
0 609.0 10 = 182.0 мм
Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров [451] стандартное значение:
ГОСТ 2185-66 αw. := 200 мм
4.2 Действительная скорость по формуле:
= 1.71 мс см [4. 98]
4.2 Фактические контактные напряжения
b2 := 45 мм - ширина колеса
5.1 Следующии этап - определение модуля.
5.2 Окружная сила по формуле
) = 609.0 103 (3.55 + 1) = 3902.0 Н
Mодуль по формуле ( mn):
ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 50.4
примем b1. := 55 мм;
для прямозубых передач
Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных
параметров [4 53]; mn. := 3 мм.
6 Определение чисел зубьев.
Суммарное число зубьев.
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточнре число
= 3.59 а принятое U1_2 = 3.55
Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни ( F1):
Приведенное число зубьев:
Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF1 := 3.2
02.0 1.12 = 84.8 МПа а допускаемое []F1 = 467 МПа;
Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса ( F2):
Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF2 := 3.1
02.0 1.12 = 100.0 МПа а допускаемое
Условия прочности изгибу колес выполнено.
7 Геометрический рачсчет
Делительные диаметры:
шестерни: d1 = mn. Z1 = 3 29 = 87.0 мм; см [4. 108]
колеса: d2 = mn. Z2 = 3 104 = 312.0 мм;
= 199.5 = αw. = 200 мм
Диаметры вершин колес;
шестерни da21 := d1 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 93.6 см [4. 108]
колеса da22 := d2 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 318.6
Диаметры впадин колес;
шестерни df1 := d1 2 mn. ( 1.25 0.1) = 80.1 см [4. 108]
колеса df2 := d2 2 mn. ( 1.25 0.1) = 305.1
8 Усилия участвующие в зацеплении.
Окружное усилие Ft1 := Ft2 = 3902 Н см [4. 109]
Осевое усилие Fa1 = 0 Н см [4. 109]
Радиальное усилие Fr1 = Ft2 tan 20
= 1420.0 Н см [4. 109]
9. Расчет сведен в таблицу 3
10. Конструирование зубчатого цилиндрического колеса
Исходные данные для расчета:
Диаметр вала dвал1 := 75 мм;
Ширина зубчатого венца b2 = 45 мм;
Окружной модуль зубьев mn. = 3 мм;
Конструирование колеса
10.1 Длина посадочного отверстия колеса ( lст1)
lст1 := 1.1 dвал1 = 1.1 75 = 82.5 => lст1 := 85 мм
10.2 Диаметр dст1 назначают в зависимости от материала
для стали dст1 := 1.53 dвал1 = 1.53 75 = 115.0 мм =>
10.3 Ширина S торцов зубчатого венца
S1 := 2.22 mn. + 0.05 b2 = 2.22 3 + 0.05 45 = 8.91 => S1 := 9 мм
10.4 На торцах зубчатого венца выполняют фаски
F1 := 0.5 mn. = 1.5 мм
Sст1 := 0.5 dст1 dвал1 = 0.5 ( 115 75) = 20.0 мм
C1 := 0.5 S1 + Sст1 = 0.5 ( 9 + 20.0) = 14.5 > 0.25 b2 = 11.25
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
2. Расчетная схема передачи.
Рис. 5.2 Схема клин оременной передачи.
3. Расчет основных параметров передачи.
3.1. Выбор типа ремня. Выбираем в зависимости от n1 и P1 По номограмме [1] стр. 134
[1] стр. 129 рекомендуется ремень типа "В
Рис.5.2 Сечение клинового
ремняклинового ремня "В" [1] таблица 7.7 по ГОСТ 1284.1-80
3.2.. Основные размеры
3.2.1. lp = 19 мм W = 22 мм TO = 13.5 мм A = 230 мм2 ΔL = 59 мм = 40 0 mрем = 0.3 кгм
3.2.2. Диапазон длин Lд = "1800 - 10000 мм
3.2.3 Диаметр ведущего шкива определяют по эмперической формуле
d1 = 3.5 T1 10 = 3.5 181.0 10 = 198.0 мм
Полученное значние округляем до ближайшего большого значения [1] таб. 2.2.4 ГО СТ 20889-88 и при
условии что миниамльно допустимый диаметр ведущего шкива [1] таблица 7.7 для ремня
типа "В" dmin = 200 мм тогда примем в расчет d1. = 200 мм.
3.2.4. Диаметр ведомого шкива определяют с учетом относительного скольжения ремня = 0.02
d2 = Uдв_1 d1. = 2.6 200 = 520.0 мм
3.2.5. Примем из стандартного ряда диаметров табл 2.2.4 [1]
3.2.6. Уточненное зн ачение передаточного отношения
3.2.7. Погрешность составляет
и находится в допустимых пределах -4% Δu 4%
3.2.8. Межосевое расстояние a назначим ориентируясь на amin amax.
amin = 0.55 d1. + d2. + TO = 0.55 ( 200 + 520) + 13.5 = 409.0 мм
amax = 2 d1. + d2. = 2 ( 200 + 520) = 1440.0 мм
примем в расчет a = 360 мм.
3.2.9. Угол обхвата на ведущем шкиве
LP = 2 a + 0.5 d2. + d1.
= 2 360 + 0.5 ( 520 + 200) +
Примем стандартное значение длины ремня L = 1950 мм
3.2.11 Cкорость ремня
3.2.12. Расчет числа ремней.
3.2.14. Число ремней определяют из условия обеспечения тяговой способности передачи
P0 = 2.2 кВт - определено интерполяцией табличных данных 2.2.7 [2] мощность передаваемая
одним ремнем при n1 = 372 ; P1 = 7.1 кВт; Uдв_1 = 2.6 ;
Kд = 1.1 - коэффициент динамической нагрузки;
Kα = 0.975 - коэффициент угла обхвата
KL := 0.9- коэффициент учитывающий влияние длины
3.2.15. Принимаем z := 4
3.2.16. Предворительное натяжение ветви клинового ремня
+ 0.18 3.9 = 401.0 Н;
4. Усилия действующих на вал.
5. Разработка конструкции шкивов
5.1. Разработка конструкции шкива ведомого
5.2. Диаметр отверстия для вала dш
adm := 20 МПа - допускаемое напряжение при предварительном расчете (для быстроходных
Ширина обода шкива Bш
тогда Bш := 2 f + eр z 1 = 65 мм
5. Расчет сведен в таблицу 2
Придворительный расчет и конструирование валов.
1 Вал 1 - ведущий вал цилиндрической зубчатой передачи конструкция шестерни - неразборный
выполнен ввиде вал-шестерня
dв1 = 8 T1 = 8 181.0 = 45.3 мм
Примем dв1 = 45 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв2 ≥ dв1 + 2 tцил где tцил = 3.5 мм- высота заплечника
dв2 = dв1 + 2 tцил = 45 + 2 3.5 = 52 мм
примем dв2 = 50 мм (с учетом сдантарта диаметров манжет ГОСТ8752-79 и подшипников)
dв3 ≥ dв2 + 3 r где r = 2.5 мм координата фаски подшипника.
dв3 = dв2 + 3 r = 50 + 3 2.5 = 57.5 мм
примем dв3 = 55 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
Предворительная компановка вала 1 представлена на рис 3.
Рис 3. Предворительная компановка вала 1
2 Вал 2 - ведомый вал зубчатой передачи.
Конструкция вала - выполнен отдельно от зубчатого колеса.
dв6 = 7 T2 = 7 609.0 = 59.3 мм
Примем dв6 = 60 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв7 ≥ dв6 + 2 tцил где tцил = 4 мм- высота заплечника
dв7 = dв6 + 2 tцил = 60 + 2 4 = 68 мм
примем dв7 = 65 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69)
dв8 ≥ dв7 + 3 f где f = 1.6 мм- размер фаски колеса
dв8 = dв7 + 3 f = 65 + 3 1.6 = 69.8 мм
примем dв8 = 70 мм (принимая из ряда стандарных диаметров ГОСТ 6639-69 и с
учетом сдантарта диаметров внутренней обоймы подшипников ГОСТ 8338-75)
dв10 = 85 мм; dв9 = 75 мм; dв11 = dв8 = 70 мм;
Предворительная компановка вала 2 представлена на рис 4.
Рис 4. Предворительная компановка вала 2

Колесо .cdw

Радиусы скруглений 6 мм min.
Формовочные уклоны 7
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-mK.
Коэффициент смещения
Направление линии зуба

часть рпз.pdf

В основу методики работы над проектом в четырех стадиях проектирования
(техническом задании эскизном техническом проектах и рабочей документации)
положено его деление на ряд последовательно решаемых задач. Это систематизирует
работу над проектом; создается необходимая ритмичность его выполнения которая
обеспечивает своевременность как сдачи отдельных задач так и защиты проекта.
Проектирование это разработка общей конструкции изделия.
Конструирование это дальнейшая детальная разработка всех вопросов решение
которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную
Проект это документация получаемая в результате проектирования и
Правила проектирования и оформления конструкторской документации
стандартизированы. ГОСТ 2.103-68 устанавливает стадии разработки
конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы
выполнения работ: техническое задание техническое предложение (при курсовом
проектировании не разрабатывается) эскизный проект технический проект рабочая
Техническое задание на проект содержит общие сведения о назначении и
разработке создаваемой конструкции предъявляемые к ней эксплутационные
требования режим работы ее основные характеристики (геометрические силовые
кинематические и др.).
Эскизный проект (ГОСТ 2.119-73) разрабатывается обычно в нескольких (или
одном) вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом в результате
которого отбирается вариант для последующей разработки.
Технический проект (ГОСТ 2.120-73) охватывает подробную конструктивную
разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением
необходимых поправок и изменений рекомендованных при утверждении эскизного
Рабочая документация заключительная стадия
Работая над проектом следует провести краткое описание работы привода то есть
произвести кинематические расчеты определить силы действующие на звенья узла
произвести расчеты конструкции на прочность выбрать соответствующие материалы
указать преимущества и недостатки а также особенности конструкции и расчета.
Работу проводить используя действующие стандарты нормали и справочную
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1. Крутящий момент на валу 4: P3 = 6.5 кВт;
1.2. Угловая скорость вала 4: 3 = 3.4 сек-1;
1.3. Срок службы: L = 10 лет;
1.4. На рис.1 приведена кинематическая схема привода в соответствии с заданием
Рис.1 Кинематическая схема привода
2. Определение мощностей передаваемых валами.
2.1. Значения i для каждой передачи принимаем по рекомендациям см.
а) 1 = 0.95 -КПД клиноременной передачи между валами дв.-1.;
б) 2 = 0.97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи между валами 1-2;
в) под = 0.99 - одной пары подшипников.
г) муф = 0.98 -КПД муфты.;
2.3 Общий КПД привода:
= 1 2 под муф = 0.95 0.97 0.99 0.98 = 0.876
3. Выбор электродвигателя
3.1. Выбор электродвигателя ведем из условия:
где Pдв.тр - требуемая мощность электродвигателя
Pдв.ном - мощность двигателя указанная в каталоге на двигатели
Pдв.тр = Pдв = 7.4 кВт
3.2. Характеристика принятого двигателя типа IM1081.
По таблице 24.7 [2 457] по требуемой мощности выбираем трехфазный асинхронный
электродвигатель АИР132М6 единой серии АИР с короткозамкнутым ротором с мощностью
Pэдв = 7.5 кВт dэл = 38 мм Kп_н = 2 синхронной частотой вращения nсин = 1000 обмин и
скольжением s = 3.2 % закрытый обдуваемый.
3.3. Скорость вала двигателя
4. Разбивка передаточного числа привода .
4.1. Требуемое число оборотов вала 4 ( n4).
4.1. Требуемое передаточное число привода .
4.2. Передаточное число привода представим в виде
U1_2 := 3.55 - передаточное число зубчатой между валами 1 и 2 передачи по ГОСТ 2185-66; [1 36]
Uдв_1 := 2.6 - передаточное число клиноременной передачи между валами дв. и 1;
Uобщ_р = Uдв_1 U1_2 = 2.6 3.55 = 9.23
0 = 2.82 % находится в пределах
допустимых значений (-4% ΔU 4%)
5. Расчет частот вращений валов
5.1. Используем зависимость
Вал дв: nдв = 968 обмин;
Вал 3: n3 = n2 = 105 обмин;
5.2 Расчет угловых скоростей валов
6. Расчет крутящих моментов
6.2. Расчет сведен в таблицу 1
Передаточное Крутящий момент Мощность на
7.1. Расчеты Pi Ti ni являются предварительными и могут быть изменены и уточнены при
дальней ших расчетах привода.
7.2. Данные таблицы 1 являются исходными данными для дальнейших расчетов.
Расчет цилиндрической зубчатой передачи между валами 1-2.
Срок службы передачи: L = 10 лет;
Коэффициенты α1 := 10
График нагрузки рис 3.
α2 := 0.4 α3 := 0.3 α4 := 0.3 1 := 0.75 2 := 0.4 KГ := 0.2 KС := 0.3
Рис 3. График нагрузки.
1.2 Время работы передачи: ts = L 365 KГ 24 KС = 10 365 0.2 24 0.3 = 5255.0 часов;
1.3. Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки ( NHE):
75 609.0 0.3 + 0.4 609.0 0.3
NHE1 = 60 10 105.0 5255.0
NFE1 = 60 10 105.0 5255.0
C := 1 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;
NHG := 100 10 циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6
1.5. Коэффициент долговечности KHd1 =
= 0.918 => KHd1 := 1
1.6. Коэффициент долговечности по изгибу( KFd):
NFG := 4 10 - база изгибных напряжений;
При любых значениях NHE коэффициент контактной
долговечности должен находиться в пределах 1 ≤ K Fd1 ≤ 1.3 тогда примем KFd1 = 1
2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость (полагая
что диаметр заготовки шестерни не превысит 90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 220
2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость
2.1.2. Механические характеристики стали 45
в1 := 780 МПа- предел прочности
T1 := 440 МПа- предел текучести
2.3. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания
и изгибным напряжениям.
[]H01 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0 МПа;
[]H02 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0МПа;
3.1. Определяем коэффициент нагрузки ( KH KF);
3.2 Предворительное значение окружной скорости по формуле (V'):
Cv := 15 по табл. 4.9 [4. 95];
a := 0.315 - коэффициент ширины по табл. 3.3 [4. 53];
3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:
Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:
3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.
По таб. 4.7 (1. 93] определяем коэффициент концентрации KH0 := 1.17
x := 0.75 таб. 4.1 [4. 77].
KH := KH0 ( 1 x) + x = 1.042
По рис. 4.7 [4. 92] определяем коэффициент распределения нагрузки KHα := 1.1
По таб. 4.11 [4. 96] определяем коэффициент динамичности: KHv := 1.1
тогда: KH := KHα KH KHv = 1.261
3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость
3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KF0 := 1.15
x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].
KF := KF0 ( 1 x) + x = 1.075
3.6 Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]
3.7 По таб. 4.12 [4 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04
тогда: KF := KFα KF KFv = 1.12
4.1 Предварительное межосевое расстояние по формуле:
K := 300 - для прямозубых передач
0 609.0 10 = 182.0 мм
Принимаем с соответствии с единым рядом глабных параметров [451] стандартное значение:
ГОСТ 2185-66 αw. := 200 мм
4.2 Действительная скорость по формуле:
= 1.71 мс см [4. 98]
4.2 Фактические контактные напряжения
b2 := 45 мм - ширина колеса
5.1 Следующии этап - определение модуля.
5.2 Окружная сила по формуле
) = 609.0 103 (3.55 + 1) = 3902.0 Н
Mодуль по формуле ( mn):
ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 50.4
примем b1. := 55 мм;
для прямозубых передач
Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных
параметров [4 53]; mn. := 3 мм.
6 Определение чисел зубьев.
Суммарное число зубьев.
Число зубьев шестерни
Фактическое передаточнре число
= 3.59 а принятое U1_2 = 3.55
Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни ( F1):
Приведенное число зубьев:
Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF1 := 3.2
02.0 1.12 = 84.8 МПа а допускаемое []F1 = 467 МПа;
Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса ( F2):
Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101] YF2 := 3.1
02.0 1.12 = 100.0 МПа а допускаемое
Условия прочности изгибу колес выполнено.
7 Геометрический рачсчет
Делительные диаметры:
шестерни: d1 = mn. Z1 = 3 29 = 87.0 мм; см [4. 108]
колеса: d2 = mn. Z2 = 3 104 = 312.0 мм;
= 199.5 = αw. = 200 мм
Диаметры вершин колес;
шестерни da21 := d1 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 93.6 см [4. 108]
колеса da22 := d2 + 2 mn. ( 1 + 0.1) = 318.6
Диаметры впадин колес;
шестерни df1 := d1 2 mn. ( 1.25 0.1) = 80.1 см [4. 108]
колеса df2 := d2 2 mn. ( 1.25 0.1) = 305.1
8 Усилия участвующие в зацеплении.
Окружное усилие Ft1 := Ft2 = 3902 Н см [4. 109]
Осевое усилие Fa1 = 0 Н см [4. 109]
Радиальное усилие Fr1 = Ft2 tan 20
= 1420.0 Н см [4. 109]
9. Расчет сведен в таблицу 3
10. Конструирование зубчатого цилиндрического колеса
Исходные данные для расчета:
Диаметр вала dвал1 := 75 мм;
Ширина зубчатого венца b2 = 45 мм;
Окружной модуль зубьев mn. = 3 мм;
Конструирование колеса
10.1 Длина посадочного отверстия колеса ( lст1)
lст1 := 1.1 dвал1 = 1.1 75 = 82.5 => lст1 := 85 мм
10.2 Диаметр dст1 назначают в зависимости от материала
для стали dст1 := 1.53 dвал1 = 1.53 75 = 115.0 мм =>
10.3 Ширина S торцов зубчатого венца
S1 := 2.22 mn. + 0.05 b2 = 2.22 3 + 0.05 45 = 8.91 => S1 := 9 мм
10.4 На торцах зубчатого венца выполняют фаски
F1 := 0.5 mn. = 1.5 мм
Sст1 := 0.5 dст1 dвал1 = 0.5 ( 115 75) = 20.0 мм
C1 := 0.5 S1 + Sст1 = 0.5 ( 7 + 20.0) = 13.5 > 0.25 b2 = 11.25
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
2. Расчетная схема передачи.
Рис. 5.2 Схема клин оременной передачи.
3. Расчет основных параметров передачи.
3.1. Выбор типа ремня. Выбираем в зависимости от n1 и P1 По номограмме [1] стр. 134
[1] стр. 129 рекомендуется ремень типа "В
Рис.5.2 Сечение клинового
ремняклинового ремня "В" [1] таблица 7.7 по ГОСТ 1284.1-80
3.2.. Основные размеры
3.2.1. lp = 19 мм W = 22 мм TO = 13.5 мм A = 230 мм2 ΔL = 59 мм = 40 0 mрем = 0.3 кгм
3.2.2. Диапазон длин Lд = "1800 - 10000 мм
3.2.3 Диаметр ведущего шкива определяют по эмперической формуле
d1 = 3.5 T1 10 = 3.5 181.0 10 = 198.0 мм
Полученное значние округляем до ближайшего большого значения [1] таб. 2.2.4 ГО СТ 20889-88 и при
условии что миниамльно допустимый диаметр ведущего шкива [1] таблица 7.7 для ремня
типа "В" dmin = 200 мм тогда примем в расчет d1. = 200 мм.
3.2.4. Диаметр ведомого шкива определяют с учетом относительного скольжения ремня = 0.02
d2 = Uдв_1 d1. = 2.6 200 = 520.0 мм
3.2.5. Примем из стандартного ряда диаметров табл 2.2.4 [1]
3.2.6. Уточненное зн ачение передаточного отношения
3.2.7. Погрешность составляет
и находится в допустимых пределах -4% Δu 4%
3.2.8. Межосевое расстояние a назначим ориентируясь на amin amax.
amin = 0.55 d1. + d2. + TO = 0.55 ( 200 + 520) + 13.5 = 409.0 мм
amax = 2 d1. + d2. = 2 ( 200 + 520) = 1440.0 мм
примем в расчет a = 360 мм.
3.2.9. Угол обхвата на ведущем шкиве
LP = 2 a + 0.5 d2. + d1.
= 2 360 + 0.5 ( 520 + 200) +
Примем стандартное значение длины ремня L = 1950 мм
3.2.11 Cкорость ремня
3.2.12. Расчет числа ремней.
3.2.14. Число ремней определяют из условия обеспечения тяговой способности передачи
P0 = 2.2 кВт - определено интерполяцией табличных данных 2.2.7 [2] мощность передаваемая