Суммарное число зубьев и угол наклона.



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Суммарное число зубьев и угол наклона.



 

Минимальный угол наклона косозубых колес:

βmin = arcsin βmin = arcsin = 5,57698

Суммарное число зубьев:

zs = zs = = 179,15

Принимаем zs = 174

Определяем действительное значение β:

β = arcсos β = arccos = 14,83511158 °

Для значения β должны выполняться два условия:

1. β должно находится в диапазоне 8 … 20°.

2. для косозубых передач проверяется условие

b2 71≥

71 >19,53

 

Число зубьев шестерни и колеса.

для шестерни: z1 = ≥ z1 min

z1 min = 17 ·cos 3β

z1 min = 17 ·cos 314,83511158 = 15,35603704

z1 = = = 29 > z1 min

для колеса: z2 = zs - z1

z2 = 174 – 29 = 145

Так как z1 > z1 min, то смещение при нарезании зубьев шестерни и колеса не требуется. Следовательно, x1 = 0, x2 = 0 и y = 0.

 

Фактическое передаточное число.

Uф = = = 5 U = Uзуб = 5

ΔU = ·100 % ≤ 3% ΔU = ·100 % = 0 %

Диаметры колес.

Делительные диаметры: для шестерни: d1 = ;

d1 = =60 мм

для колеса: d2 = ; d2 = = 300 мм

Проверка: а W = = = 180 мм

Диаметры вершин (da) и впадин (df) зубьев:

Шестерня: da1 = d1 + 2 ·m =64 мм

df1 = d1 - 2,5 ·m =55 мм

 

Колесо: da2 = d2 + 2 ·m =304 мм

df2 = d2 - 2,5 ·m =295 мм

 

2.11 Размеры заготовок.

При выборе конструктивной схемы шестерни и колеса необходимо руководствоваться рис.2.5 и рис.2.6 и следующими соотношениями:

если: Dзаг1 = da1 + 6 мм ≤ Dпр1 и Dзаг2 = da2 + 6 мм ≤ Dпр2 ,

то конструктивная схема колес по рис.2.5,

если: Dзаг1 > Dпр1 и Dзаг2 > Dпр2 ,

то конструктивная схема колес по рис.2.6 в

При этом Sзаг ≤ Sпр Сзаг ≤ Sпр

Sзаг = 8 · т = 8 · 2 = 16 мм < Sпр2 = 80 (125) мм

Сзаг = 0,5 · в2 = 0,5 · 85 = 35,5 мм < Sпр2 = 80 (125) мм

Dзаг1 = 74+6=80 мм

Dзаг2 =354+6=360 мм

Dпр1 = 125 мм Dпр2 = 200 мм Sпр1 = 80 мм Sпр2 = 125 мм

Dзаг1 = 70 мм < Dпр1 = 125 мм

Dзаг2 = 310 мм > Dпр2 = 200 мм по рис.2.4

Sзаг < Sпр

Сзаг < Sпр по рис. 2.4

 

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение:

σН = ≤ [ σ]Н

Zσ = 8400- для косозубых передач; КН = 1,2103

Т1 => Т2 = 210,2464 Н · м - момент на валу шестерни

[ σ]Н = 572 МПа

σН = = 580,67 >572 МПа

1,05 > σН / [ σ]Н > 0.8

1.05 > 1,015> 0.8 Проходит

 

Силы в зацеплении.

Окружная: Ft = = 7008,21 Н

Радиальная: Fr = = =2638,95 Н

Осевая: Fа = Ft ∙ tgβ = 1856,24581 Н

Принимаем : Ft = 7009 Н

Fr = 2639 Н

Fа = 1857 Н

 

2.14 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное значение в зубьях колеса:

σF2 = ≤ [ σ]F2

Расчетное значение в зубьях шестерни:

σF1 = ≤ [ σ]F1

УFS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

принимают по таблице 2.10 для x = 0 и приведенного числа зубьев ZV .

ZV = - для косозубой передачи

ZV1 = 32,10 ZV2 = 160,52

УFS = УFS< - ·(Z - Z< )

УFS1 = 3,8 - ·(32,10 - 30) = 3,779

УFS2 = 3,59

 

Для косозубых передач: Уβ = 1 - - при условии Уβ ≥ 0,7

Уβ = 0,8516 >0,7

σF2 = = 126 МПа < [σ]F2 = 281,39 МПа

σF1 = = 132,631 МПа < [σ]F1 = 323,29 МПа

 

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

 

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки: Kпер = =2,0

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя: σН max = σН · ≤ [ σ]Н max

[ σ]Н max = 2,8 ∙ σT , где

σT - предел текучести материала колеса (из таблицы 2.1 (приложение 2));

для колеса: σТ = 640 МПа

[ σ]Н max = 2,8 ·640 = 1792 МПа

σН max = 580,67· = 821,19 МПа < 1792 МПа

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев:

σF max = σF ·Kпер ≤ [ σ]F max

σF - расчетное значение напряжений изгиба колеса и шестерни (из раздела 2.13)

колеса: [ σ]F max2 = σF lim2 ·УN max ·

УN max = 4 - для улучшенных сталей.

Кst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

Кst = 1,2 … 1,3 - в случае единичных перегрузок.

Принимаем Кst = 1,3 - при объемной термообработке колеса.

Sst = 1,75 - коэффициент запаса прочности.

[ σ]F max2 = 434,875 ·4 · = 1292,2 МПа

σF max 2 = 126,0 ·2,0 = 252,0 МПа < 1292,2 МПа

шестерни: [σ]F max1 = σF lim1 ·УN max ·

УN max = 4 - для улучшенных сталей.

Кst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

Кst = 1,2 … 1,3 - в случае единичных перегрузок.

Принимаем Кst = 1,3 - при объемной термообработке колеса.

Sst = 1,75 - коэффициент запаса прочности.

[ σ]F max1 = 499,625 ·4 · = 1484,6 МПа

σF max 1 = 132,63 ·2,0 = 265,26 МПа < 1484,6 МПа

 

Расчет клиноременной передачи.

Выбор сечения

Принимаем сечение В(Б)

По таблице выписываем характеристики ремня В(Б):

h = 11 мм вР = 14 мм lPmax =6300 мм A =138 ∙ 10 -6м 2 q =0,18 кг/м

b0 =17 мм lPmin =630 мм (dP)min =125 мм

 

3.2. Находим диаметр ведомого шкива d2:

Задаемся диаметром ведущего шкива, используя следующее соотношение:

d1 = (38…42) ∙ ;

d1 =38 ∙ =170,2113478 мм d1 =42 ∙ =188,1283370 мм

Принимаем d1 = 180 мм.

 

d2 = d1 ∙ (1 - e) ∙ UРЕМ. , где e = 0,01 … 0,02

Принимаем e = 0,015.

d2 = 180 (1 -0,015) ∙ 2,461538462 = 436,43 мм

Принимаем d2 = 435 мм.

Определим действительное значение передаточного числа:

iдейств. =

 

3.3. Определим значение межосевого расстояния «а» по следующим

Для определения предварительного межосевого расстояния воспользуемся следующей рекомендацией:

i … 1 2 3

апред … 1,5d2 1,2d2 d2

Так как iф находится в диапазоне 2…3, то для определения апред используем формулу интерполяции, мм:

апред = [1,2 - ( iф-2) ] ∙ d2 = [1,2 - (2,453469 – 2) ] ∙435 = 482,548 мм

Округляем в большую сторону до значения, кратного 10.

Принимаем апред =490 мм.

Проверим выполнение следующих рекомендаций:2 ∙ (d1 + d2) ≥ a ≥ 0,55 ∙ (d1 + d2) + h

1230 > 490 > 349,25

Предварительное значение угла обхвата ремнем ведущего шкива:

 

3.4. По межосевому расстоянию определим длину ремня:

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего большего значения по ряду длин lP, мм:

Принимаем l = 2000 мм.

По принятой длине ремня уточняем межосевое расстояние:

 

;

Округляем межосевое расстояние в большую сторону.

Принимаем а =501 мм.

Находим действительное значение угла α:

 

3.5. Определим мощность, передаваемую одним ремнем:

, где

Р0 =3,15 кВт - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем в условиях типовой

передачи при α =180 °, i =1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня,

среднем ресурсе

Сα – коэффициент угла обхвата:

;

 

Сl = 0,97 – коэффициент длины ремня;

Сi =1,136 – коэффициент передаточного отношения;

СР = 1,2

 

кВт.

 

3.6. Число ремней передачи:

, СZ =0,925 при

Принимаем z = 4

 

3.7. Определим силу предварительного натяжения одного ремня:

, где

м/с- окружная скорость на расчетном диаметре ведущего шкива;

, где - плотность материала ремня

А = 138 ∙ 10 -6 м 2

.

 

3.8 Определим силу, передаваемую на валы, от натяжения ветвей ремня с учетом числа ремней:

, где

b = 180 ° - α

.

3.9 Ресурс наработки передачи:

определяется по рекомендациям ГОСТ 1284.2-89 при эксплуатации в среднем режиме нагрузки (умеренные колебания):

 

 

Т = ТСР ∙ К1 ∙ К2 , где

ТСР = 2000 часов;

К2 – коэффициент климатических условий;

К2 = 1 – для центральной зоны;

К1 = 1

Т = 2000 ∙ 1 ∙ 1 = 2000 часов.

 



Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.234.211.61 (0.02 с.)