 |
|
|||
 |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Меню |
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|
2 РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные: Р = 5,07 кВт, передаваемая мощность; n1 = 291 мин-1, скорость вращения малой звёздочки; i = 2,23, передаточное число. Расчёт выполняется по критерию износостойкости шарниров. Назначаем число зубьев малой звёздочки из условий
z1 = 15 Определяем число зубьев большой звёздочки z2 = z1 i= 15 · 2,23 = 33,45 принимаем 33 зуба Уточняем передаточное число Назначаем межцентровое расстояние в шагах цепи а = 30t Находим скорость вращения большой звёздочки (мин-1) Определяем коэффициент числа зубьев где z01 = 25 - число зубьев малой звёздочки базовой передачи. Находим коэффициент числа оборотов где n01 - число оборотов малой звёздочки базовой передачи. За n01 принимаем ближайшее к n01 число из ряда табл. 5.8 [2]. Определяем коэффициент эксплуатации Кэ=К1К2К3К4К5К6= 1 · 1,25 · 1 · 1 · 1 · 1 = 1,25 где К1…К6 - частные коэффициенты, учитывающие условия работы передачи и её конструкцию по табл. 5.7 [2]. К1 = 1 при спокойной нагрузке; К2 = 1,25 при постоянном межосевом расстоянии; К3 = 1 при а = 30t; К4 = 1 при наклоне линии центров до 70 С; К5 = 1,0 при регулярной смазке; К6 = 1 при односменной работе. Определяем расчётную мощность передачи, кВт Рр=РКzКnКэ = 5,07 · 0,6 · 1,37 · 1,25 = 5,2 (кВт) По табл. 5.8 [2] назначаем шаг цепи, так чтобы Рр Рр 5,2/2,5=2,08 2,35 Выбираем трёхрядную цепь 3ПР 12,7 - 1820-1 ГОСТ 13568-75 Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек, мм (мм) (мм) а = 30 · 12,7 = 381 (мм) Определяем число звеньев цепи Значение Lt округляем до целого числа, которое желательно брать чётным, чтобы не применять специальных соединительных звеньев, Lt = 86. Уточняем межцентровое расстояние, мм Определяем скорость цепи, м/с (м/с) Находим окружную силу, Н (Н) Направление силы Fзв принимаем по линии центров звёздочек. Для горизонтальной передачи или под углом наклона до 40 Fзв = 1,15 F = 1,15 · 2010,75 = 2312,36 (Н) 3 РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные: Р1 - номинальная передаваемая мощность на шестерне, кВт - 5,23; n1 - частота вращения шестерни, мин-1 - 1455; i - передаточное число рассчитываемой пары - 5,0 Смещение исходного контура отсутствует. Зацепление внешнее. Большинство зубчатых передач относятся к длительно работающим, у которых число циклов перемены напряжений N больше базового числа циклов N0. Расчётное число циклов перемены напряжений N = 60 n1 t c где: n1 - частота вращения колеса, мин-1; t - число часов работы передачи за расчётный срок службы; c - число зацеплений зуба за один оборот колеса, с = 1. У кратковременных передач N N0. Допускаемое контактное напряжение , где Hlimb - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев (табл. [1]); SH - коэффициент безопасности, рекомендуется SH = 1,1 при нормализации, улучшении или объёмной закалке; SH = 1,2 при поверхностной закалке, цементации, азотировании; KHL - коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач KHL = 1. Допускаемые напряжения изгиба , где: Flimb - базовый предел выносливости по излому от напряжений изгиба (табл. [1]); SF - коэффициент безопасности, SF = 1,7 …2,2; KFC = 1 при односторонней нагрузке; KFL = 1 при длительно работающей передаче. Выбираем материал зубчатых колёс, термообработку, определяем допускаемые напряжения для шестерни и колеса. По табл. [1] выбираем: для шестерни - сталь 40Х, улучшение НВ 230…260, в = 850 МПа, т = 550 МПа, Hlimb = 560 МПа, Flimb =440 МПа, N0 = 107 циклов; для колеса - сталь 45, нормализация, НВ 170…217, в = 600 МПа, т = 340 МПа, Hlimb = 450 МПа, Flimb = 350 МПа, N0 = 107 циклов. При таком выборе материалов и термообработки будет обеспечена приработка зубьев. Принимаем длительно работающую передачу, тогда Для шестерни МПа Для колеса МПа За расчётное принимаем меньшее напряжение [Н]2 = 409 МПа. Напряжения изгиба Для шестерни МПа Для колеса МПа По табл. [1] выбираем коэффициент ширины зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ba = 0,4 .Коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра bd = 0,315 ba = 0,315 · 0,4 = 0,126 Определяем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчёте на контактную выносливость по рис. [1], KH = 1,1 Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев, мм (мм) где:Ка = 43 МПА1/3 для стальных колёс; KHV - коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость, предварительно принимаем KHV = 1,1 Принимаем а = 100 мм Определяем ширину колеса b = ba · a = 0,4 · 140 = 56 (мм), Округляем до целого числа. Ширину шестерни принимаем на 2…5 мм больше колеса, принимаем 60 мм. Определяем нормальный модуль mn = (0,01…0,02) a = 1,0…2,0 1,5 (мм) Угол наклона зуба где - коэффициент осевого перекрытия, принимается равным целому числу, = 1…2. Во избежание больших осевых сил в зацеплении рекомендуется принимать = 8…20 . Число зубьев шестерни Округляем до целого числа. Должно быть z1 17, принимаем 31 зуб Определяем число зубьев колеса z2 = z1 i = 31 5,0 = 155 Округляем до целого числа, 155 зубьев Уточняем передаточное число i = z2/z1 = 155/31 = 5,0 Находим делительные диаметры шестерни и колеса, мм (мм) (мм) Уточняем межосевое расстояние, мм (мм) Находим окружную скорость, м/с (м/с) По табл. Выбираем степень точности передачи - 8-В Определяем окружную силу в зацеплении (Н) Осевая и радиальная сила в зацеплении (Н) Н Определяем коэффициент динамической нагрузки при расчёте на контактную выносливость HV - удельная окружная динамическая сила (Н/мм) где: q0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов в зацеплении шестерни и колеса, q0 = 5,6 табл. [1]; H - коэффициент, учитывающий появление погрешностей зацепления шестерни и колеса, H = 0,006 табл. [1]; v - окружная скорость; a - межосевое расстояние. tmax = 515 Н/мм (табл. [1]) HV tmax Удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации равна (Н/мм) где: Ft - окружная сила в зацеплении; KH - коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на контактную выносливость. Выполняем проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость где: zH = 1,77 - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев; zm = 275 МПа1/3 (для стальных колёс) - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряжённых зубчатых колёс; z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; где - торцовый коэффициент перекрытия: Рекомендуется выполнять условие 1. Ht - удельная расчётная окружная сила при расчёте на контактную выносливость; (Н/мм) Находим коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба, KН = 1,15 (рис. [1]). Коэффициент динамической нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба KFV: где FV - удельная окружная динамическая сила; (Н/мм) F - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей зацепления на динамическую нагрузку, F =0,016 (табл. [1]). Ftp - удельная расчётная окружная сила в зоне её наибольшей концентрации; (Н/мм) где KF - коэффициент неравномерности нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба, KF =1,05 рис.3.5 [1]. KFV - коэффициент динамической нагрузки при расчёте на выносливость по напряжениям изгиба. Выполняем проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, МПа (МПа) где:yF - коэффициент формы зуба, для колеса внешнего зацепления выбираем по табл. 1, yv = 24 - для шестерни; yv =114 - для колеса. Определяем величину [F]/yF для шестерни и колеса ; В формулу для определения напряжений изгиба подставляем величины [F]2 и yF2, так как отношение [F]2/yF2 меньшее. Определяем удельную окружную силу при расчёте на выносливость по напряжением изгиба Ft : Страницы: 1, 2
| |
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
| © 2010 Все права защищены. | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
