Теми рефератів
> Реферати > Курсові роботи > Звіти з практики > Курсові проекти > Питання та відповіді > Ессе > Доклади > Учбові матеріали > Контрольні роботи > Методички > Лекції > Твори > Підручники > Статті Контакти
Реферати, твори, дипломи, практика » Курсовые проекты » Привід технологічної машини

Реферат Привід технологічної машини





а схемі приводу)


n 1 = 731.25 об/хв,


n 2 === 243.75 об/хв

n 3 = ==54.167 об/хв


1.7 Потужність на валах


Р 1=Р тр=6.852кВт,

Р 2=Р 1 з рем з п.п=6.852 * 0,97 * 0,99=6.570 кВт

Р 3=Р 2 з зуб з п.п із м=6.570 * 0,98 * 0,99=6.309 кВт


1.8 Крутні моменти, що передаються валами


Крутний момент на волові визначається за формулою


Ti=9550.

Звідси


Т1=9550=9550=89.355 Нм,

Т2=9550=9550=257.343 Нм,

Т3=9550=9550=1112.3 Нм.


2. Розрахунок прямозубой циліндричної зубчастої передачі


Вихідні дані

Тип зуба - прямий

Крутний момент на шестірні Т 1=257.3 Н м

Частота обертання шестерні n 1=243.8 хв - 1

Передаточне число u =4,5

Режим навантаження - важкий

Коефіцієнт використання передачі:

протягом року - K г=0.6

протягом доби - K з=0.5

Cрок служби передачі в роках - L =10

Тривалість включення - ПВ=60%


2.1 Вибір матеріалів зубчастих коліс


Матеріали вибираємо з табл. 1.1 [1]

Шестерня

Матеріал - сталь 45

Термічна обробка - Поліпшення

Твердість поверхні зуба - 269-302 НВ

Колесо

Матеріал - сталь 45

Термічна обробка - Поліпшення

Твердість поверхні зуба - 235-262 НВ


2.2 Визначення допустимих напружень


Допустимі контактні напруги


HPj =


де j =1 для шестерні, j =2 для колеса;

s H lim j - межа контактної витривалості (табл. 2.1 [1]),

s H lim1=641

s H lim2=567

S Hj - коефіцієнт безпеки (табл. 2.1 [1]),

S H 1=1.1 S H 2=1.1

K HLj - коефіцієнт довговічності;


K HLj =1,


тут N H 0 j - базове число циклів при дії контактних напружень (табл. 1.1 [1]),


N H0 1=2.306 * 108 N H0 2=5.112 * 107


Коефіцієнт еквівалентності при дії контактних напружень визначимо за табл. 3.1 [1] в залежності від режиму навантаження: h =0.5

Сумарний час роботи передачі в годинах


t h =365 L 24 K г К СПВ=15768


Сумарне число циклів навантаження


N S j =60 n j ct h ,


де з - число зачеплень колеса за один оборот, з =;

n j - частота обертання j -го колеса, n 1=хв - 1, n 2=хв - 1;


N S1=1.153 * 108 N S2=2.562 * 107


Еквівалентне число циклів контактних напружень, N HE j = h N уj;


N HE 1=2.347 * 107 N HE 2=1.682 * 107


Коефіцієнти довговічності


K HL 1=1 K HL 2=1


Допустимі контактні напруги для шестерні і колеса


s HP 1=582.7 МПа s HP 2=515.5 МПа


Для прямозубой передачі s HP =s HP 2=515.5 МПа


2.3 Допустимі напруги вигину


FPj =,


де s F lim j - межа витривалості зубів при згині (табл. 4.1 [1]),

s F lim 1=499.6 s F lim 2=434.9

...


Назад | сторінка 2 з 10 | Наступна сторінка





Схожі реферати:

  • Реферат на тему: Розрахунок контактної міцності і напруги вигину черв'ячної передачі
  • Реферат на тему: Проектування колеса тихохідної ступені механічної передачі приводу
  • Реферат на тему: Розрахунок напружень деформацій в ізотропному тілі по заданому тензора напр ...
  • Реферат на тему: Розрахунок і проектування відкритої циліндричної прямозубой передачі
  • Реферат на тему: Термічна обробка зубчастого колеса