Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Проверка зубьев передачи на изгиб

Читайте также:
  1. I Проверка несущей способности простенков.
  2. NN.3.2 Проверка сжатого бетона
  3. Авторитет нужен не для рождения веры, а для передачи опыта.
  4. В. Проверка.
  5. Версии и их проверка
  6. ВОЗДУШНЫХ ЛИНИЙ ЭЛЕКТРОПЕРЕДАЧИ
  7. ВОСПОМИНАНИЯ И ПРОВЕРКА

 

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.22[1]:

 

sF= £ [sF] (3.17)

 

Здесь коэффициент нагрузки KF= KFb· KFn(см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KFb= 1,141, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFn=1,45. Таким образом коэффициент KF= 1,141 · 1,45 = 1,654. Y - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv(см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):

 

у шестерни: Zv1= = = 30 (3.18)

 

у колеса: Zv2= = = 150 (3.19)

 

Тогда: YF1= 3,8; YF2= 3,575

 

Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:

 

[sF] =. (3.20)

 

KFL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем KFL= 1.

 

Для шестерни: soF lim b= 504 МПа;

Для колеса: soF lim b= 477 МПа.

 

Коэффициент [SF] безопасности находим по формуле 3.24[1]:

 

[SF] = [SF]' · [SF]". (3.21)

 

где для шестерни [SF]' = 1,75;

[SF]" = 1;

[SF(шест.)] = 1,75 · 1 = 1,75

для колеса [SF]' = 1,75;

[SF]" = 1.

[SF(кол.)] = 1,75 · 1 = 1,75

 

Допускаемые напряжения:

 

для шестерни: [sF1] = = 288 МПа;

 

для колеса: [sF2] = = 272,571 МПа;

 

Находим отношения: (3.22)

 

для шестерни: = = 75,789

 

для колеса: = = 76,244

 

Дальнейший расчет будем вести для шестерни, для которой найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба шестерни:

 

sF1= = = 171,003 МПа

 

sF1= 171,003 МПа < [sf] = 272,571 МПа.

 

Условие прочности выполнено.


Таблица 4. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи Марка стали Термообработка HB1ср [s]H [s]F
HB2ср H/мм2
Шестерня 40ХН улучшение     572,727  
Колесо 40ХН улучшение     545,455 272,571

 

Таблица 5. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние aw   Угол наклона зубьев b, град  
Модуль зацепления m   Диаметр делительной окружности:  
Ширина зубчатого венца:   шестерни d1 колеса d2  
шестерни b1 колеса b2  
Числа зубьев:   Диаметр окружности вершин:  
шестерни z1 колеса z2   шестерни da1 колеса da2  
Вид зубьев прямозубая передача Диаметр окружности впадин:  
шестерни df1 колеса df2  
Проверочный расчёт
Параметр Допускаемые значения Расчётные значения Примечание
Контактные напряжения sH, H/мм2 545,455 507,704 -
Напряжения изгиба, H/мм2 sF1   171,003 -
sF2 272,571 183,222 -
               

 


4 Расчёт 2-й цепной передачи

 


Рис. 3. Передача цепная приводная роликовая.

 

 

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную (cм. гл. VII[1], табл. 7.15).


Рис. 4. Цепь приводная роликовая однорядная.

 

Передаточное число:

 

u2 = 4,08.

 

Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):

 

z3= 31 - 2 · u2= = 31 - 2 · 4,08 = 22,84 (4.1)

 

Принимаем z3= 23.

 

Число зубьев ведомой звездочки:

 

z4= z3· u2= 23 · 4,08 = 93,84 (4.2)

 

Принимаем z4= 93.

 

Тогда фактическое передаточное число:

 

uф= = = 4,043. (4.3)

 

Отклонение:

 

0,907%, (4.4)

что допустимо (отклонение не должно превышать 3%).

 

Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII[1], формулу 7.38[1] и пояснения к ней):

 

Кэ= kд· kа· kн· kр· kсм· kп (4.5)

 

где:

kд= 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

ka= 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при aw=(25...50) · t;

kн- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту, при наклоне до 60okн= 1;

kр= 1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при периодическом регулировании;

Kсм= 1,4 - коэффициент, учитывающий способ смазки,

Кп= 1,25 - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, в нашем случае - 2 смены.

 

Тогда:

 

Kэ= 1 · 1 · 1 · 1,25 · 1,4 · 1,25 = 2,188.

 

Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл.VII[1] надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38[1] величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n1=193,602 об/мин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=22,32 МПа.

Тогда шаг цепи:

 

t ³ 2,8 · (4.6)

 

t ³ 2,8 · = 31,149 мм.

 

Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-31,75-88,5 по ГОСТ 13568-97, имеющую t=31,75 мм; разрушающую нагрузку Q=88,5 кН; массу q=3,8 кг/м; Аоп=262 мм2.

Скорость цепи:

 

V = (4.7)

 

V = = 2356 · 10-3м/с.

 

Окружная сила:

 

Ftц= (4.8)

 

Ftц= = 2779,645 H.

 

Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39[1]:

 

p = 23,213 МПа. (4.9)

 

Уточняем по табл 7.18[1] допускаемое давление:

 

[p] = [p'] · [1 + 0,01 · (z3- 17)] = 22,32 · [1 + 0,01 · (23 - 17)] = 23,659 МПа. (4.10)

 

В этой формуле [p']=22,32 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при n1=193,602 об/мин и t=31,75 мм. Условие p < [p] выполнено.

Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36[1]:

 

Lt= 2 · at+ 0,5 · zS+, где (4.11)

 

at= (4.12)

zS= z3+ z4= 23 + 93 = 116; (4.13)

D = 11,141. (4.14)

 

Тогда:

 

Lt= 2 · 40 + 0,5 · 116 + 141,103.

 

Округляем до четного числа: Lt= 142.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37[1]:

 

aw= 0,25 · t · (Lt- 0,5 · zS+) (4.15)

 

aw= 0,25 · 31,75 · (142 - 0,5 · 116 +) = 1284,807 мм

 

Принимаем: aw= 1285 мм.

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, то есть примерно на 1285 · 0,004 = 5 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34[1]):

 

dд3= 233,17 мм; (4.16)

 

dд4= 940,068 мм; (4.17)

 

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35[1]):

 

De3= t · · d1 (4.18)

 

De3= 31,75 · · 19,05 = 247,318 мм;

 

De4= t · · d1 (4.19)

 

De4= 31,75 · · 19,05 = 955,851 мм;

 

где d1= 19,05 мм - диаметр ролика цепи.

 

Диаметры окружностей впадин:

 

Di3= (4.20)

 

Di3= = 216,792 мм;

 

Di4= (4.21)

 

Di4= = 926,384 мм.

 

Силы действующие на цепь:

окружная:

 

Ftц= 2779,645 Н - определена выше;

 

от центробежных сил:

 

Fv= q · V2= 3,8 · 2,3562= 21,093 H; (4.22)

где масса одного метра цепи q=3,8 кг/м по табл. 7.15[1];

 

от провисания:

 

Ff= 9.81 · kf· q · aw= 9.81 · 6 · 3,8 · 1,285 = 287,413 H; (4.23)

где kf=6 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c. 151[1]).

 

Расчетная нагрузка на валы:

 

Fв= Ftц+ 2 · Ff= 2779,645 + 2 · 287,413 = 3354,471 H. (4.24)

 

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40[1]:

 

s = (4.25)

 

s = = 28,658.

 

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]=8,174 (см. табл. 7.19[1]); следовательно, условие прочности s>[s] выполнено.

 

Геометрические параметры звёздочки.

 


Рис. 5. Звёздочка передачи цепной приводной роликовой однорядной.

 

Толщина зуба звёздочки:

 

b = 0.93 · Ввн= 0.93 · 19,05 = 17,716 = 17,7 мм, (4.26)

где Ввн- расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15[1]).

 

Толщина диска звёздочки:

 

C = (1.8...1.95 · (De= dд) (4.27)

 

C3= (1.8...1.95 · (De3- dд3) = 1.95 · (247,318 - 233,17) = 27,589 мм;

C4= (1.8...1.95 · (De4- dд4) = 1.95 · (955,851 - 940,068) = 30,777 мм;

 

Радиус закругления зуба:

 

R = 1.7 · d1= 1.7 · 19,05 = 32,385 мм. (4.28)

 

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

 

h = 0.8 · d1= 0.8 · 19,05 = 15,24 мм. (4.29)

 

Диаметры проточки:

 

Dc3= t · ctg - 1.3 · h (4.30)

 

Dc3= 31,75 · ctg - 1.3 · 15,24 = 211,186 мм;

 

Dc4= t · ctg - 1.3 · h (4.31)

 

Dc4= 31,75 · ctg - 1.3 · 15,24 = 919,72 мм.

 

Расстояние между центрами окружностей:

 

e = 0.03 · t = 0.03 · 31,75 = 0,952 мм. (4.32)

 

Радиусы окружностей:

 

r = 0.5025 · d1+ 0.05 = 0.5025 · 19,05 + 0.05 = 9,623 мм. (4.33)

r1= 0.8 · d1+ r = 0.8 · 19,05 + 9,623 = 24,86 мм. (4.34)

r2= 1.7 · d1= 1.7 · 19,05 = 32,385 мм. (4.35)


Таблица 6. Параметры цепной передачи, мм.

Проектный расчёт  
Параметр Значение Параметр Значение  
Тип цепи ПР-31,75-88,5 Диаметр делительной окружности звёздочек:    
Шаг цепи t 31,75 ведущей dд1 ведомой dд2 233,17 940,068  
Межосевое расстояние aw    
Диаметр окружности выступов звёздочек:    
Длина цепи l 4508,5  
ведущей de1 ведомой de2 247,318 955,851  
Число звеньев lp    
Числа зубьев:   Диаметр окружности впадин звёздочек:    
шестерни z1 колеса z2    
ведущей di1 ведомой di2 216,792 926,384  
Сила давления на вал Fв, Н 3354,471  
Проверочный расчёт  
Параметр Допускаемые значения Расчётные значения Примечание  
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин   193,602    
Коэффициент запаса прочности S 8,174 28,658    
Давление в шарнирах цепи pц, H/мм2 23,659 23,213    
             

 


5 Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

 

dв³ (5.1)

 

 


Дата добавления: 2015-08-05; просмотров: 59 | Нарушение авторских прав


Читайте в этой же книге: Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи | Конструктивные размеры корпуса редуктора | Эпюры моментов 1-го вала | Эпюры моментов 2-го вала | Эпюры моментов 3-го вала | Технология сборки редуктора |
<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Введение| Выходной вал.

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.022 сек.)