КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

один. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

Рис.1.1

Определение основных параметров привода.

Выбор двигателя

Проектирование привода осуществляется на основании технического задания, в котором указаны назначение, основные технические характеристики, режим нагружения и ресурс механизма. В качестве силовой характеристики привода в задаче задана номинальная нагрузка на валу привода, в качестве кинематической характеристики привода - окружная сила, окружная скорость.

1.1Определим мощность на валу привода, которая рассчитывается по формуле:

,

где: - порядковый номер вала привода по кинематической схеме привода;

– окружное усилие на исполнительном механизме (барабан лебедки);

- окружная (линейная) скорость на валу привода.

Найдем значение мощности:

знак равно

1,2Расчетная мощность на валу двигателя определяется мощностью на валу привода с учетом потерь в приводе:

,

где:=0,93 - общий КПД привода.

Общий КПД привода рассчитывается как произведение КПД отдельных передач с учетом потерь во всех элементах кинематической цепи привода:

,

куда:к–один– количество ведущих шестерен;

– КПД с учетом потерь в редукторе, в том числе потерь в подшипниках вала.

.

Находим значение расчетной мощности на валу привода:

1,3Частота вращения вала электропривода рассчитывается по формуле:

нкзнак равно

это диаметр барабана.

Найдите значение частоты вращения вала привода:

п3знак равно

1,4Определить частоту вращения вала двигателя.

Частота на валу двигателя определяется по формуле:

,

где: i - передаточное число привода.

Передаточное число привода равно произведению передаточных чисел всех шестерен:

,

Определить предел отношенияя– руководствуясь таблицей 1.2 п.11 [1]

Таблица 1.2

Для конической шестерни:

Оптимальный предел: i1 = 2…3.

Максимальный предел: i1 = 1…7.

Для цилиндрической шестерни:

Оптимальный предел: i2 = 3…6.

Максимальный предел: i2 = 1…8.

По данным, полученным из таблицы 1.2 п.11 [1], определяем передаточное число редуктора:

Оптимальное соотношение: i = (2…3) · (3…6) = 6…18.

Наибольшее отношение: i = (1…7) · (1…8) = 1…56.

Вне диапазоная(предельные передаточные числа) определяем частоту вращения входного вала привода для подбора электродвигателя.

Для оптимальных отношений -я:

нодин = 87,4 (6…18) = 524,4…1573,2 мин-1

Для самых больших отношений -я:

нодин = 87,4 (1…56) = 87,4…4894,4 мин-1

Из полученного диапазона оборотов вращения первичного вала коробки передачнодин, подберем оптимальный распространенный электродвигатель.

Давайте остановимся на4x асинхронный двигатель полюсный, с частотой ротора 1500 мин-один

1,5Выбор двигателя: По найденному ранее значению вращения вала двигателя необходимо подобрать электродвигатель, а затем отрегулировать его частоту вращения -нодин.

При выборе электродвигателя руководствуются следующими соображениями. Тихоходные электродвигатели имеют большие габариты и стоимость, низкий КПД по сравнению с быстроходными. Поэтому тихоходные двигатели следует применять только в технически обоснованных случаях. С увеличением частоты вращения вала двигателя резко уменьшаются габариты и стоимость, но при этом увеличиваются передаточное отношение привода, а значит габариты и стоимость редуктора. Оптимальным приводом является тот, который имеет наименьшую общую массу, стоимость и наибольший КПД. Выбор двигателя будет осуществляться из серийно выпускаемых электродвигателей.

Воспользуемся справочными данными из таблицы 24.9 стр.417 [2].

Асинхронный двигатель: АИР180М/1470 мин-одинСила: 30 кВт.

пс = 1470 мин–1(скорость вала) Коэффициент пускового момента двигателя показан в той же таблице:

Определим условие работоспособности электродвигателя при пуске:

Где Р1 – необходимая мощность на входном валу редуктора.

РДВ.- фактическая мощность электродвигателя.

Рис.2.1

Внешний вид электродвигателей серии АИР.

Рис.2.2

Монтажный вариант электродвигателя серии AIR

вместе с таблицей присоединительных размеров.

1,6Определение передаточного числа привода.

куда:n1знак равнонк= 1470 мин–1 - частота вращения ротора электродвигателя, соответственно частота вращения первичного вала редуктора.

штат Нью-Джерсизнак равноп3= 87,4 мин–1 - частота вращения выходного вала редуктора (исполнительного механизма).

Мы получаем:я= 16,82 - передаточное отношение коробки передач.

1,7Определение мощности крутящих моментов и частоты вращения валов.

Требуемая мощность на каждом валу определяется по формуле:

где: = 0,96; – КПД конической передачи.

= 0,97; – КПД цилиндрической передачи.

= 0,93; – КПД коробки передач.

Мощность: P3 = 24кВт. – уже рассчитано на предыдущем шаге в пункте 1.1

Мощность: Р1 = 25,81 кВт. – уже рассчитано на предыдущем шаге в пункте 1.2

Мощность: Р2 - цилиндрическая передача, рассчитываем по формуле:

1,8Выбор материала, термообработка шестерни и допустимые напряжения

Из таблицы 2.1 на стр. 20 [1] выбираем рекомендуемые сочетания материалов зубчатых колес, термической обработки и пределов контактной выносливости и выносливости при изгибе.

Таблица 2.1

Допустимое контактное напряжениеоHP, МПа, при расчете выносливости активных поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

где: SHmin = 1,2 – минимальный запас прочности.

ZNj — коэффициент долговечности шестерни и колеса.

На этапе проектирования для расчета принимаем ZN1 = ZN2 = 1

оХлимбж= 23 • 55HRC = 1265 МПа.

Из этого следует:

Все заданные параметры разработки редуктора и результаты предыдущих расчетов будут введены в компьютер для получения пяти вариантов с разными передаточными числами и качеством редуктора.

Для расчета на компьютере нам также понадобятся следующие параметры:

- коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра зубчатого колеса, .

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

1,9Результат компьютерных расчетов.

Ученик: Аносов Виталий Михайлович ТВ - 317

Редуктор коническо-винтовой двухступенчатый

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

РЕЗУЛЬТАТ РАСЧЕТА:

Заметки:1. Материал корпуса редуктора — серый чугун.

1.10Из полученных на компьютере вариантов выбираем лучший вариант для получения наилучшей оптимальной коробки передач.

От выбранного варианта редуктора воспользуемся полученными передаточными числами привода и рассчитаем частоту вращения валов и крутящий момент валов.

Передаточное отношение конической передачи:яодин= 6,167.

Передаточное отношение цилиндрической передачи:я2= 2,737.

Определим частоту вращения2-йвал:

Определим крутящий момент на валах по формуле:

Крутящий момент1-йвал:

Крутящий момент2-йвал:

Крутящий момент3-йвал:

Крутящий момент3-йвала также можно рассчитать по формуле:

куда:футов= 15000 – окружное усилие привода.

Д= 350 мм. - диаметр барабана (привода).

Из рассчитанногоТ3 - возьми самый большойТ3= 2625 Нм.

По полученным результатам составляем таблицу соотношений:

Таблица 1.1

Силовые и кинематические параметры привода

2. ПОДБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБОТКИ ШЕСТЕРНИ И ДОПУСТИМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ

2.1Из таблицы 2.1 на стр. 20 [1] выбираем рекомендуемые сочетания материалов зубчатых колес, термической обработки и пределов контактной выносливости и выносливости при изгибе.

Таблица 2.1

2.2Допустимое контактное напряжениеоHP, МПа, при расчете выносливости активных поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

где: SHmin = 1,2 – минимальный запас прочности: для материалов однородной структуры.

ZNj — коэффициент долговечности шестерни и колеса.

ЗН1и ЗН2 - определяется по формуле:

j = 1; 2;

где: NHlimbj знак равно 120 • 106 - базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса, определяемое по графику на рис.2.2 с.26 [1].

NHE — это эквивалентное количество циклов контактного напряжения на зубьях шестерни или колеса.

оХлимбж-пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, взяты из таблицы 2.1 п.20 [1].

оХлимбж= 23 •HHRC = 23 • 55HRC = 1265 МПа.

Определим эквивалентное число циклов контактных напряжений для типового режима нагружения, определяемое по формуле:

НВО=мюЧАС• Nj; j=1;2.

куда:мюЧАС= 0,180 -коэффициент, характеризующий интенсивность типовой нагрузки (взят из табл. 2.2, стр. 28 [1].

NΣj -количество циклов нагружения шестерни или зуба колеса за весь срок службы шестерни определяют по формуле:

где: СДж = 1- количество циклов нагружения зубьев за один оборот

шестерня. (берем один).

tΣ= 15556 час. - заданное количество времени работы привода.

штат Нью-Джерси-скорость зубчатого колеса в отн.

движения, мин–1.

После нахождения неизвестных значений находим эквивалентное число циклов контактного напряжения для типичного режима.

Определим показатель -дЧАС: потому чтоНHEj≤ NHlimbjто следует, что -дЧАС= 6.

Получив требуемые результаты, находим: ZNj - коэффициент долговечности шестерни и колеса.

Из этого следует:

Для косозубых и шевронных передач:

оHP = 0,45• (оHP1+оHP2)

оHPзнак равно0,45•(1138,5 + 1347,2) = 0,45•2485,7 = 1118,6МПа.

Из результатовоHPj: — выберите наибольшее значение.

Из этого следует:оHP1 = 1138,5МПа.

оHP2 = 1347,2МПа.

2.3Допустимые предельные контактные напряжения, формула взята из табл. 2.3, стр. 29 [1].

оHPмакс. = 44 чПЧ

оHPмакс. = 44 • 55 =2420 МПа.

2,4Допустимые напряжения при расчете зубьев на изгиб.

куда:оФлимбдж = 680 МПа. предел выносливости материала, взятый из

Таблица 2.1 стр.20 [1].

SFminj= 1,7 -минимальный запас прочности.

YA = 0,75 - взято из таблицы 2.5 с.31 [1].

YNj - коэффициент долговечности, рассчитываемый по формуле:

где: qF = 6 - принимаем, так как H > 350HB.

NFlim = 4 • 106 – базовое число циклов напряжения изгиба.

NFEj — эквивалентное число циклов напряжения изгиба за

зубья шестерни или колеса, рассчитываем по формуле:

NFEj =мюФ• Nj;j=1;2.

куда:мюФ= 0,065- коэффициент, характеризующий интенсивность

типовой режим нагружения при расчете на изгиб принимаем

по таблице 2.4 стр.30 [1].

Следовательно:

NFE1=мюФ• NΣ1= 0,065 • 223,1 • 106 = 14,5 • 106

NFE2=мюФ• NΣ2= 0,065 • 81,6 • 106 = 5,3 • 106

Найдем YNj – коэффициент долговечности.

Так как YN1 и YN2 < 1, то YNj = 1 (принимается за единицу).

Найдите допустимое напряжение выносливости при изгибе.

знак равно300МПа.

2,5Допустимые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

куда:оФСт = 2000 МПа. -предельные напряжения изгиба при

максимальную нагрузку берем из таблицы 2.6 п.32 [1].

СФСт мин-минимальный запас прочности при

расчет на максимальную нагрузку.

СФСт мин=YZ·SY;

где: СИ= 1,75 -коэффициент в зависимости от вероятности

неразрушающий 0,9 передача.

YZ - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, выбираемый по таблице 2.7 с.33 [1].

шестерня - YZ = 0,9

колесо - YZ = 1,0

YX - коэффициент, учитывающий размер шестерни, выбранный из графика на рисунке 2.4 с.33 [1], в зависимости от делительного диаметра шестерни.

Примерный диаметр шестерни и зубчатого колеса рассчитывается по формуле:

д1 = м• Zj

Шестерня: d1 = m • Z1 = 5 • 19 = 95 мм.

Колесо: d2 = m • Z2 = 5 • 52 = 260 мм.

где: модуль m и число зубьев Zj взяты из расчетов на ЭВМ.

Рассчитать по графику - YX:

Найдем: SFSт мин-минимальный запас прочности при

Расчет максимальной нагрузки:

Шестерня - SFSт мин=YZ • SY = 0,9 • 1,75 = 1,575

Колесо - СФСт мин=YZ • SY = 1 • 1,75 = 1,75

Найдите допустимое напряжение изгиба:

Механизм -оFPмакс.знак равно≈1317МПа.

Рулевое колесо -оFPмакс.знак равно≈1163 МПа.

3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1Цель расчета - определение основных геометрических размеров зубчатых колес из условия предотвращения усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Основной параметр конструкции - расстояние до центра передачи. Расчету межосевого расстояния предшествуют выбор материалов, термообработок и определение допускаемых напряжений в передаче, выбор ряда расчетных коэффициентов.

Подбор материалов, термообработка шестерен и расчет допускаемых контактных напряженийоHP -см. разд. 2.1 и 2.2

3.2.1Отношение ширины зубчатого венца как доля диаметра зубчатого колеса

выбирайте по таблице. 3.1 стр. [1] - в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения опор.

Рекомендуемые значения коэффициента шириныΨбд:

Асимметричный: с – 0,3…0,6

Мы изначально принимаемΨбд= 0,55

Таблица 3.1

Рекомендуемый коэффициент ширины Ψbd

чб знак равно Би 2 знак равно 53-рабочая ширина зубчатого венца колеса, являющегося более узким звеном (см. рис. 3.1).

дВ1 = 95,349мм.- начальный диаметр шестерни.

куда:

ВычислитьΨбд:

знак равно0,55

3.2.2Коэффициент ширины зубчатого венца в долях межосевого расстояния передачи определяем по формуле:

куда:ты- передаточное отношение - отношение числа зубьев колеса к числу зубьев шестерни; с ведущей шестерней равно абсолютной величине передаточного числа от шестерни к колесу, знак " + ” относится к внешнему, а знак “-” к внутреннему зацеплению:

ты=│я12│ ≥один

Вычислить - Ψба:

знак равно0,294

3.2.3КоэффициентKNβ знак равно 1,075учитывая неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий при расчете контактной выносливости активных поверхностей зубьев. Принимается согласно рис.3.2 п.37 [1].

3.2.4Предварительное определение межосевого расстояния трансмиссии, при многовариантности конструкции редуктора, расчеты по этому пункту производились на ЭВМ в п.1,9-автзнак равно180 мм.

3.2.5При выполнении расчетов без оптимизации редуктора расчетное значение межосевого расстояния, мм., определяют по формуле:

куда:Ка знак равно430- вспомогательный коэффициент для стальных косозубых и шевронных колес.

Т3 = 2625 -крутящий момент на колесе расчетной передачи (рассчитанный в п.1,9).

Вычислитьавт:

знак равно161,5

Значение межосевого расстояния коробки передач, рассчитанное по формуле, округляется до ближайшего большего значения в соответствии с ГОСТ 2185-66:

аВт= 180мм.

3.2.6Определить ширину зубчатых венцов.

Ширина зубчатого венца колеса является рабочей шириной зубчатых венцов.

b2 = bW =Ψba• аВтзнак равно0,294• 180 = 52,92 =53мм.

Ширина зубчатого венца:

б1 = б2 +(2…5мм.знак равно56мм.

Нахлест по ширине 2…5 мм. гарантирует работу колеса по всей ширине венца.

3.2.7Определим модуль ссылки.

Нормальный модуль зацепления рекомендуется принимать в пределах:мнзнак равно(0,016…0,0315)•аВтзнак равно(0,016…0,0315)•180==2,88…5,67-с твердостью зубовН > 350 ХБ.

Принять модуль: -мн= 5 мм.

3.2.7Определить количество зубьев шестерен.

Сумма чисел зубьев шестерни для внешнего зацепления определяется по формуле:

Принимаем количество зубьев:-ЗК=71(с округлением до ближайшего целого числа).

Определяем количество зубьев шестерни:

?(19)

3.2.8Определить угол наклона зубьев. В косозубых и шевронных передачах после округления чисел зубьев шестерни уточняют угол наклона зубьев (с точностью до секунды):

знак равно 9.598град.

3.2.9 Геометрические размеры наружных зубчатых колес, вырезанных без смещения исходного контура, рассчитывают с точностью до тысячных долей миллиметра.

Медленная передача

Механизм:

разделительный (начальный) диаметр:

диаметр кончика зуба:

диаметр корня зуба:

Рулевое колесо:

разделительный (начальный) диаметр:

диаметр кончика зуба:

диаметр корня зуба:

3.3Проверочный расчет тихоходной передачи

3.3.1Окружная скорость в зацеплении, м/с:

,

куда:d1 - делительный диаметр колеса расчетной шестерни, мм.

штат Нью-Джерси- частота вращения вала-шестерни мин.

3.3.2Коэффициент торцевого перекрытия рассчитывается по формуле:

знак равно1,627

3.3.3Коэффициент осевого перекрытия:

знак равно0,564

3.3.4Общий коэффициент перекрытия:

знак равно2.2

3.3.5Коэффициент КНα, который учитывает распределение нагрузки между зубьями из-за погрешностей изготовления.

По графику из рисунка 3.3 с.42 [1] определяем:

КНα знак равно 1,08.

3.3.6Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

КВ=1+

куда:ВЧВ- конкретный район динамичный усилие, Н/мм;

WHV=δּg0ּVּ.

В формулах:

Т3- крутящий момент на тихоходной передаче, Нм.;

δn- коэффициент, учитывающий влияние типа шестерни и модификации профиля зуба, принимаемδn=0,004;

g0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колесаg0=61.

Тогда: WHV=0,004·61·1,21·знак равно2,394 Н/мм.

КВ = 1+1,0064

3.3,7Удельное расчетное окружное усилие, Н/мм,

ВтЧАСт знак равно

белыйтзнак равно знак равно453 Н/мм.

3.3.8КоэффициентZε, с учетом общей длины контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытияεβ < 1

Zεзнак равно знак равно0,69

3.3.9 Расчетные контактные напряжения, МПа,

оЧАСзнак равноZЧАС·ZЕ·Zε·оХП,

где: ZH – коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяемый по графику зависимости ZH(β0),

Ж = 2,46.

ZE — коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных шестерен.

Для стальных колес ZE = 190;

оЧАС= 2,46 190 0,69знак равно 954,8 МПа.

оHPзнак равно1118,6МПа.

954,8 < 1118,6– значит, условие прочности выполнено.

3.4 Проверочный расчет цилиндрического зубчатого колеса

выносливость зубов на изгиб

3.4.1Цель расчета: - предотвращение усталостного разрушения зубьев у основания вследствие действия переменных изгибающих напряжений. Расчет проводится как для закрытых, так и для открытых цилиндрических передач.

3.4.2КоэффициентKFβзнак равно 1.17, с учетом неравномерного распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе, определяют по графику, из рисунка 3.5 с.46 [1].

3.4.3КоэффициентКФα, который учитывает распределение нагрузки между зубьями из-за погрешностей изготовления. При расчете прочности на изгиб предполагается, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями такое же, как и при расчетах контактной прочности, т.е.

КФα= КХα = 1,08(значениеКХα- см. пункт 3.3.5).

3.4.4Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, рассчитывается по формуле:

куда:ВФВ- отдельная окружная динамическая сила в расчете на изгиб, (размер Н/мм.), рассчитывается по формуле:

куда:дельтаФ= 0,06- коэффициент, учитывающий влияние типа шестерни и модификации профиля зуба (см. табл. 3.3 с.43 [1].

Таблица 3.3

Коэффициентграмм0 знак равно61, взятые из таблицы 3.4 п. 43 [1].

Таблица 3.4

Коэффициент g0

Вычислить коэффициентВФВ:

знак равно35,9Н/мм.

Найдя неизвестные значения, вычисляемКФВ:

знак равно 1.0752

3.4.5Удельная окружная сила определяется по формуле:

знак равно526,5Н/мм.

3.4.6Определим коэффициентYFSпо графику на рисунке 3.6 с.47 [1] с учетом формы зуба и концентрации напряжений в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

механизм

рулевое колесо

Получить результатYFS:

механизмyfs=4.09

рулевое колесоyfs=3,635

3.4.7 Найдите коэффициент Дε, перекрывающиеся зубы

для косозубых передач сεβ< 1 (εβ= 0,564) определить по формуле:

знак равно 0,692

3.4.8Определим коэффициентYβ , с учетом наклона зуба:

знак равно0,945

3.4.9Определим расчетные изгибающие напряжения на переходной поверхности зуба по формуле:

(оФПзнак равно300МПа.)

знак равно208,62МПа.

3.5 Расчет зубчатой ​​передачи на контактную прочность при максимальной нагрузке

Расчет проводится в качестве поверки для всех цилиндрических, планетарных и конических передач и служит для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя.

Номинальное напряжениеоНмакс, МПа, создаваемая наибольшей нагрузкой из числа подаваемых на передачу, даже при однократном ее действии, рассчитывается по формуле:

знак равно1088,64<2420МПа.

где:=1,3;оЧАСзнак равно954,8МПа.;оHPмакс.знак равно2420 МПа.

Проверочный расчет на контактную прочность показал удовлетворительный результат.

3.6 Расчет зубчатой ​​передачи на прочность при изгибе при максимальной нагрузке

Этот вид расчета проводится в качестве проверки для всех цилиндрических, планетарных и конических передач и служит для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения зубьев.

Расчет проводится для менее прочной шестерни трансмиссии.

Номинальное напряжениеоFмакс., МПа, создаваемая наибольшей нагрузкой из числа подаваемых на передачу, даже при однократном ее действии, рассчитывается по формуле:

знак равно271,2<300МПа.

где:=1,3;оФзнак равно208,62МПа.;оFPмакс.знак равно300МПа.

3.7 Силы в зацеплении цилиндрической шестерни

Усилия в зацеплении косозубого колеса определяются по формулам, приведенным ниже:

– окружная сила –

знак равно20538ЧАС.

– радиальная сила –

знак равно7582ЧАС.

– осевая сила –

знак равно3471ЧАС.

четыре. РАСЧЕТ КОНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

4.1 Цель расчета - определение основных геометрических размеров зубчатых колес из условия предотвращения усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Основным конструктивным параметром является внешний делительный диаметр конического колеса. Расчету делительного диаметра колеса предшествуют выбор материала, термическая обработка и определение допускаемых контактных напряжений в передаче, выбор ряда расчетных коэффициентов.

4.2Выбор материала, термическая обработка зубчатых колес и расчет допускаемых контактных напряжений.оHP- см. разд. 2.1 и 2.2.

4.3Выбор типа шестерни и формы зуба:

– Выбрать вид с круговыми зубьями, (рис. 5.1, стр. 86 [1], линии которого являются дугами окружности, по которой движется инструмент при нарезании зубьев.

Угол наклона кругового зуба переменный. Расчетный угол принимают по окружности среднего диаметра колесаβn = βср.

В шестерне с круговыми зубьями расчетный угол наклона зубьев обычно принимаютβn = 35°.

Конические зубчатые колеса изготавливаются следующих форм в осевом сечении:я,IIили жеIIIпо ГОСТ 19 325–73 (рис. 5.2 стр. 86 [1].

4.4Коэффициент ширины зубчатого венца (рис. 5.3 стр. 87 [1]) определяют по формуле:

куда:б- ширина зубчатого венца;

Ре - расстояние по внешнему конусу.

Рекомендуемое Кбэ = 0,2…0,285; меньшие значения следует брать для неходовых колес с твердыми зубьямиН1 > 350НВи Н2 > 350НВи с большим передаточным числом. ПриниматьКбе = 0,25.

4,5Определим коэффициентKNβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

ПриниматьKNβсогласно рис. 5.4 в зависимости от параметраΨбд, твердость и расположение шестерен.

ПараметрΨбд рассчитывается по формуле:

куда:ты = 6,167- передаточное число конической передачи (берется по результатам расчета на ЭВМ).

= 0,893

Получив результатΨбд, определяем KHβ - по 3 строчкам, получаем:

КНβ = 1,315

4.6Определить наружный делительный диаметр колеса по формуле:

де = 243,93мм.

где: Т2 = 989,4;оHP= 1138,5

VН = 0,8 + 0,15 u = 0,8 + 0,15 6,167

ВЧАС= 1,725

4.7Выбор количества зубьев шестерни.

Количество зубьев шестерни рекомендуется назначать:Z1 = 18…20.

Минимальное количество зубьев шестерни из условия отсутствия натяга:

Z1мин = 17 cosδ1 cos3β.

Количество зубьев колеса определяется из расчетаZ2 знак равно Zодин·ты. Число зубьев шестерни и колеса округляется до ближайшего целого числа с указанием передаточного числа:ты= Z2 / Z1.

Принять количество зубьев шестерниZодинзнак равно18, (на основе компьютерных расчетов).

Рассчитаем количество зубьев колеса:

Z2 = 18 6,167 =111

ЮЖНО-УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра "Основы конструирования машин"

Комплексное техническое задание(ТК)

Для учебного дизайна на курсе

Детали машин

Тема проекта: Лебедочный привод

Кинематическая схема включает в себя:

компенсирующий трение

Примечание: содержание, сроки и защита этапов проектирования определяются отделом по отдельному календарному плану.

Студент Аносов В.М. Преподаватель Устиновский Е.П.

Группа ТВ-317 Дата выдачи задания 28.02.07

КОМПЛЕКС УПРАВЛЕНИЯ

для эвольвентного цилиндрического зубчатого колеса

с внешним редуктором

Таблица параметров зубчатого венца

Таблица параметров зубчатого венца колеса

Подробнее о трансфере:

шестерни……………………………………… 0,050

колеса……………………………………………. 0,071

по высоте зуба……………………………… 40%

по длине зубьев…………………………………. 50%

Список использованной литературы

1. Э.П. Устиновский, Ю.А. Шевцов, Е.В. Вайчулис

Проектирование передач зацеплением с помощью компьютера:

Компьютеризированный учебник с программами для расчета зубчатых колес / Под ред. ЭП Устиновский. - Челябинск: ЮУрГУ, 2002. - 193 с.

2. Дунаев П.Ф., Лепиков О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - Челябинск: ЧГТУ, 1995. - 102 с.

3. Проектирование механических трансмиссий: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавского, Г.А. Снесарева, Б.С. Козинцова и др. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с., ил.

4. И.А. Пелипенко, Ю.А. Шевцов Разработка схемы редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин. - Челябинск: ЧГТУ, 1991. - 41 с.