Читать курсовая по физике: "Выбор и расчет электродвигателя" Страница 2

(Назад) (Cкачать работу)

По таблице 3.2 [1] для материала колёс: Нlimb = 2НВ + 70.

КHL – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации КHL = 10 (стр.33 [1]);

[Sн]- коэффициент безопасности. Для улучшеной стали [Sн] = 115 (cтр. 33 [1]).

Допускаемые контактные напряжения

для шестерни Мпа;

для колеса Мпа.

Коэффициент нагрузки, с учётом влияния изгиба от натяжения цепи, принимаем как для несимметрично расположенных колёс. По таблице 3.1[1] Кнл=1.25

Коэффициент ширины вунца по межосевому расстоянию Ψва= в/aw

Для прямозубых колёс Ψва= 0,16 (стр.36)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле 3.7 [1]

мм, Принимаем по ГОСТ 2185–66 аw = 180 мм

где Ка = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес (страница 32 [1]).

Нормальный модуль зацепления

m = (001 002) аw = (001 002)  180 = (1,8 3,5) мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 3 мм

Определяем суммарное число зубьев колес Число зубьев шестерни Число зубьев колеса Z2 = ZE –Z1= 120-24 = 96 Уточняем передаточное отношение Уточняем межосевое расстояние аw =0,5(Z1 – Z2)m = 0.5 (24+96) ·3 =180 мм

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры: d1=m·z1= 3·24 = 72мм;

d2=z2·m = 96·3 = 288мм. Проверка: мм. диаметры вершин зубьев da1 = d1 + 2m = 72 + 2  3 = 78 мм;

da2 = d2 + 2m = 288 + 2  3 = 294 мм. диаметры впадин зубьев df1 = d1- 2.5 m = 72-2.5·3 = 64.5 мм

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни b1 = b2 + (2÷5) = 30 + 4= 34 мм. Коэффициент ширины шестерни по диаметру . Окружная скорость колеса и степень точности передачи: м/с.

При такой скорости колёс следует принять 8-ую степень точности передачи.

По таблице 3.5 [1] при bd = 0.47 и твердости НВ< 350, принимаем КН = 1.05. По таблице 3.4 [1] при v = 3.6 м/с и 8-й степени точности, коэффициент КН =109.

По таблице 3.6 [1] для шевронных колес коэффициент КHv = 105.

Тогда коэффициент нагрузки КН = КН  КН  КНv = 1.05  109  105 = 1.20

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1] Мпа < [Н]. Силы действующие в зацеплении: окружная сила Н

радиальная сила Н, Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25 [1]  [F]. где коэффициент нагрузки КF = KF  KFv

По таблице 3.7 [1] при bd = 0.47,твёрдости НВ [S] = 8,4 где [S] = 8,4– нормативный коэффициент запаса прочности цепи (таблица 7.19 [1]).

Условие S > [S] выполнено

Размеры ведущей звездочки:

dd3 =194.6мм; Дез = 206мм

диаметр ступицы звездочки

Дст3= 16 dв2 = 16 · 32 = 52мм;

длина ступицы lст3 = (1216) · dв2 = (1216) · 32 = (38,4÷51,2) мм;

принимаем lст3 = 50 мм.

Толщина диска звездочки

С = 093 Вн = 093 · 15,88 =14,8 мм

где Вн = 15,88 мм – расстояние между пластинами внутреннего звена цепи (табл. 7.15 [1])

7. Первый этап компоновки редуктора Компоновку выполняется в два этапа. Превый этап позволяет приближенно определить положение зубчатых колес и ведущей звездочки цепной передачи относительно опор для последующего определения опорных реакций и набора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке корпуса в масштабе М 1:1.

Примерно по середине листа проводим горизонтальную осевую линию затем две вертикальные оси валов на расстоянии аw = 180 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо: шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца колеса.

Очерчиваем

Похожие работы