Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
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; просмотров: 279; 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 - 3.17.203.68 (0.054 с.) |