- •«Московский государственный индустриальный университет» (фгбоу впо «мгиу»)
- •Курсовой проект Расчетно-пояснительная записка
- •Оглавление
- •Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей
- •Введение
- •Значения коэффициента yfs в зависимости от z или zv
- •Эскизная компоновка редуктора Вычерчивание контура зубчатых колес и стенок редуктора
- •Проектирование быстроходного вала
- •Определение диаметральных размеров быстроходного вала
- •Определение линейных размеров быстроходного вала
- •Проектирование тихоходного вала
- •Определение диаметральных размеров тихоходного вала
- •Определение линейных размеров тихоходного вала
- •Вычерчивание быстроходного и тихоходного валов редуктора на эскизной компоновке
- •Выбор материалов для изготовления валов
- •Механические свойства поковок (гост 4543-71)
- •Проверочный расчет тихоходного вала на прочность и выносливость Определение усилий в зацеплении и сил, действующих на вал
- •Определение реакций в опорах Горизонтальная плоскость
- •Вертикальная плоскость
- •Плоскость неопределенного направления
- •Расчет на статическую прочность
- •Расчет тихоходного вала на усталостную выносливость
- •Значения коэффициента идля валов в местах установки деталей с натягом
- •Значения коэффициентов ки кдля валов с одним шпоночными пазом
- •Значения коэффициента Kdв зависимости от выбранного материала и диаметра вала
- •Подбор шпонок и их проверочный расчет
- •Подшипники шариковые радиальные однорядные
- •Расчет подшипников качения для валов редуктора Расчет подшипников тихоходного вала
- •Расчет подшипников быстроходного вала
- •Второй этап эскизной компоновки редуктора
- •Расчёт клиноременной передачи
- •Минимальное значение диаметров малых шкивов
- •Размеры приводных клиновых ремней
- •Номинальная мощность (р0, кВт), передаваемая одним клиновым ремнем нормального сечения
- •Значение Сα для клиновых ремней
- •Значение коэффициента длины ремня Сl
- •Значение коэффициента передаточного числа cu
- •Масса 1 м длины ремня q (кг/м) различных типов ремней
- •Ширина клиновых шкивов в, мм
- •Размеры приводных клиновых ремней
- •Список литературы
- •Образцы выполнения графической части проекта
Значения коэффициента yfs в зависимости от z или zv
Z илиZv |
17 |
18 |
19 |
20 |
21 |
22 |
23 |
24 |
25 |
26 |
YFS |
4,28 |
4,23 |
4,15 |
4,09 |
4,05 |
4,01 |
3,97 |
3,93 |
3,9 |
3,88 |
Z илиZv |
27 |
28 |
29 |
30 |
40 |
50 |
60 |
80 |
100 и более |
YFS |
3,86 |
3,84 |
3,82 |
3,8 |
3,7 |
3,66 |
3,62 |
3,61 |
3,6 |
Напряжения изгиба для зубьев прямозубых передач.
Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой
отношение меньше.
Для шестерни: = МПа
Для колеса: = МПа
Для ………………..это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу ……….. .
Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно
принимаем КF = 1,3
Напряжение изгиба для зубьев колеса:
σF2= =МПа
Внимание! Размеры b2 и mcm подставляются в мм!
Поскольку σF2 = МПа < [σ]F2 = МПа, то условие
прочности выполняется.
28. Расчет на кратковременные перегрузки.
По контактным напряжениям
Максимальное допускаемое контактное напряжение при
пусковой перегрузке:
[σ] Н max2= 2,8 ∙ σт= МПа
где σт = МПа для материала колеса (см. п.10 расчета)
σН max2=σН2∙= МПа
где σН2 см п.21 расчета
Поскольку σН max2 = МПа < [σ]Н max2 = МПа, то
условие прочности выполняется.
По напряжениям изгиба
Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой
перегрузке:
[σ]F max2= 2,74 ∙НВ2= МПа, где
где НВ2см п.11 расчета
Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке:
σF max2 = σF2 ∙= МПа
отношение дано в задании, а σF2 см п.27 расчета.
Поскольку σF max2 = МПа < [σ]F max2 = МПа, то условие прочности выполняется.
Эскизная компоновка редуктора Вычерчивание контура зубчатых колес и стенок редуктора
После определения геометрических размеров передачи приступаем к предварительному конструированию редуктора. Для этого на миллиметровке формата А1 делаем эскизную компоновку двух проекций редуктора. Вначале наносим осевые линии межосевого расстояния аw ст , затем размеры шестерни и колеса – d1, d2, b1, b2 (п.14 и п.20 расчета). Размер Δ – зазор между торцем шестерни и внутренней стенкой редуктора выбираем в пределах 8–10 мм (рис. 2).
Ширину фланца предварительно выбираем bф 40…50 мм с последующим уточнением при окончательной компоновке редуктора. Расстояние между днищем корпуса и зубьями колеса предварительно принимаем hmin 40…50 мм. Величинаhтin окончательно принимается при определении необходимого объема масляной ванны.
Толщину стенки корпуса редуктора δ принимаем 8–10 мм, а толщину стенки крышки редуктора δ´0,9 δ, но не менее 6 мм.
После выполнения предварительной эскизной компоновки редуктора приступаем к проектированию быстроходного и тихоходного валов.
Рис. 2. Эскизная компоновка горизонтального редуктора