ТОП 10:

ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ



 

Предварительно оцениваем шаг цепи

Т2=46,4432 Н·м

мм

 

Подбираем цепь с ближайшим к предварительному значению стандартным шагом

Р=19,05 мм

Однорядная цепь ПР-19,05-31,8

q=1,9

А=105 мм²

Fразр=31,8 кН

 

Частота вращения малой звездочки не превышает допустимых значений

Числа зубьев звездочек:

Z1=29 - 2uT=23,571

Z2=uT·Z1=63,983

Z1=24

Z2=64

Z2 не превышает Zmax

 

Предварительное межосевое расстояние

 

Число звенье цепи:

Zo=145

 

Уточненное межосевое расстояние

a=956,29

 

Делительные диаметры звездочек

d1=146,5

 

d2=388,77

 

Оцениваем долговечность цепи по частоте ударов звена цепи о звездочки

< 18

 

Окружная сила

Ft2 = 634

 

Коэффициент эксплуатации цепной передачи

 

Допустимое удельное давление:

 

P = 9,05

 

Общее натяжение цепи:

Ff= 1,9·956,29·10ˉ³·9,81·1=17,824

v=9,05·24·475 /60000 = 1,7195

Fv=1,9·1,7195²=5,618

 

Fобщ=634·1+17,824+5,618=657,442 Н

 

 

Запас прочности цепи на разрушение

Нагрузка на валы цепной передачи:

Fb2=634·1,05=665,7 Н

Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи

 

Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев

 

 

 

 

 

Определяем допустимое контактное напряжение

 

 

 

Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния:

 

aw1=82,377 мм

 

Определяем число зубьев

Определим внешний делительный модуль зубьев

 

Уточняем значение межосевого расстояния

 

(исправлено на 120,55) !!!!!!!!!!!!!!!!!!!

 

Уточняем значение коэффициента ширины зубчатого венца передачи

ψba=0,823

 

Определяем рабочую ширину венца зубчатой передачи

bw=ψba·aw=28,927

bw=29+4=33 мм

 

Определяем геометрические и кинематические параметры передачи

 

Делительные диаметры

(48.2)

(216.91)

Начальные диаметры

(43.84)

(197.26)

 

Диаметры впадин

(46.7)

(215.41)

 

Диаметры вершин

(49.7)

(218.41)

 

Коэффициент торцового перекрытия

 

Осевой шаг зубьев

 

Коэффициент осевого перекрытия

εβ=2,856

 

Суммарный коэффициент перекрытия

εγ=εα+εβ=4,486

 

Основной угол наклона линии зуба

 

Определяем окружную скорость колес на начальных цилиндрах

Назначим степень точности 8

 

Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

Ft=1233 Н

 

KHV=1,057

KH=1,484

σH=433,664 МПа

 

Уточняем коэффициенты ZR, ZX,ZV

Уточняющее значение доп. контактного напряжения

 

σH=433,664 МПа

σH <

433,644<471,993

Все верно

 

Проверочный расчет на сопротивление зубьев усталости при изгибе

Υβ=0,642

KFV=1,147

KF=1,239

σF1=49,039 МПа

σF2=45,895 МПа

 

Определяем допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее поломки зуба

σF1 <

σF2 <

Все верно

 

Проверочный расчет зубьев на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

 

Проверяем контактную прочность зуба

Т1пик=2·Т1=2·23,9393=47,8786 Н·м

 

σHmax=613,265 МПа

σHmax < σHmaxd

Все верно

 

Проверяем изгибную прочность зуба

Т2пик=2·Т2=2·46,4432=92,8864 Н·м

Т1пик=2·Т1=2·23,9393=47,8786 Н·м

 

σFmaxd1=428,5 МПа

σFmax1 < σFmaxd1

 

σFmaxd2=357,099

σFmax2 < σFmaxd2

 

Все верно

 







Последнее изменение этой страницы: 2017-01-19; Нарушение авторского права страницы

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 18.206.194.83 (0.021 с.)