ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 26.04.2024
Просмотров: 13
Скачиваний: 0
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
= 0,66.
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
= 255,8 МПа;
= 194 МПа
2.2. Проектный расчет передачи
2.2.1 Межосевое расстояние
где
=450 для прямозубых передач [1].
Коэффициент ширины зубчатого венца принимаем
= 0,4. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки Кн= 1,2. Тогда
= 149 мм.
Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения
= 160 мм.
2.2.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения
Рекомендуемый диапазон для выбора модуля
m= (0,01…0,02) * = (0,01…0,02) *160 = 1,6…3,2 мм.
Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m = 2,5 мм.
Суммарное число зубьев передачи
.
Число зубьев шестерни
.
Число зубьев колеса
.
Фактическое передаточное число uф =
= 
.
При
2,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5 %.
%
Учитывая, что Z0>17, принимаем коэффициенты смещения x1=0, х2 =0.
Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле
bw2=
=0,5*160= 80 мм.
Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров bw2= 80 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2...5 мм больше, чем bw2. Примем bw1=85 мм.
Диаметры окружностей зубчатых колес:
делительные окружности dj=mZj
d1=mZ1=2,5*36=90 мм, d2=mZ2 = 2,5*92 = 230 мм,
окружности всршин зубьев daj= dj +2m(1+xj),
da1= 90 +2*2,5*1= 95 мм, da2= 230 +2*2,5*1= 235 мм,
окружности впадин зубьев dfj= dj -2m(1,25-xj),
df1=90 – 2*2,5*1,25 = 83,75 мм, df2=230 - 2*2,5*1,25 = 223,75 мм.
2.2.3. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
Величину окружной скорости передачи рассчитываем по зависимости
=4,6 м/с.
Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=8 [ табл.8.1 ]
3. Проверочный расчет передачи
3.1 Проверка контактной прочности зубьев.
,
=9600 для прямозубых передач
Коэффициент контактной нагрузки
Кн =Кна*Кнв*Кнv
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
,
где А=0,06 для прямозубых передач
- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
При
для определения используют выражение
= 0,002*
+ 0,036(V-9) =0,002*285,5+0,036(4,6-9) =0,413
Тогда
Коэффициент
неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
,
где
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.
Для определения вычислим коэффициент ширины венца по диаметру
По значению
определим методом линейной интерполяции
(см. табл.9.1) =1,03. Тогда
Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции по (табл. 10.1)
Кнv=1,15
Окончательно найдем Кн и
:
Кн = 1,07*1,012*1,15=1,25
= 432 МПа
Поскольку <
(432>477.8) выполним расчет недогруза по контактным напряжениям
=9,6 % <15 %
3.2 Проверка изгибной прочности зубьев.
Напряжение изгиба в зубе шестерни
Коэффициент формы зуба при хj=0 равен
Коэффициент нагрузки при изгибе
КF =КFa*КFв *КFv
КFa =1 для прямозубых передач
КFв =0,18+0,82*
= 0,18+0,82*1,03=1,025
КFv = 1+1,5(Кнv-1) при НВ2 <350
КFv = 1+1,5(1,15-1) =1,225
КF =1*1,025 *1,225=1,256
Тогда
МПа <
(293,88 МПа)
Напряжение изгиба в зубьях колеса
=127,9 МПа <
(168,84 МПа)
3.3 Силы в зацеплении
Окружная сила
= 4504 Н
Распорная сила
4504*0,364=1639,6 Н
4. Расчет клиноременной передачи
1. Определение крутящего момента на ведущем шкиве и выбор ремня:
Н*м
По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3):
тип сечения – поперечное сечение клинового ремня;
площадь поперечного сечения A= 138 мм2;
ширина нейтрального слоя bp= 14 мм;
масса погонного метра ремня qm=0,18 кг/м.
2. Диаметры шкивов
Диаметр ведущего шкива определим по формуле:
d1=40
= 40
=176
Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с. 77: d1= 180 мм.
Диаметр ведомого шкива равен:
d2=u
d1=2*(1-0,015) *180=354,6
После округления получим: d2= 355 мм.
3. Фактическое передаточное число
uф
=
=
= 2
4. Предварительное значение межосевого расстояния
= 0.8 (d1+d2) = 0,8(180+355) =428 мм
5. Длина ремня
L=2 +0.5
(d1+d2)+
=
=2*428+0,5*3,14(180+355) +
=1714,3 мм
Округлим до ближайшего числа из ряда на: L= 1600 мм.
После выбора Lуточняем межосевое расстояние
= 0.25(L-W+
)=0,25(1600-840+
= 369,6 мм
где W = 0.5 (d1+d2) =0,5*3,14(180+355) = 840 мм
Y = 2 (d2- d1)2=2*(355-180)2 = 61250 мм
6. Угол обхвата на ведущем шкиве
= 
-57.
= -57. 
= 
7. Скорость ремня V=
=
=9,17 м/с
8. Окружное усилие равно Ft=
=
=948,9 Н
9. Частота пробегов ремня
=
= 
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
= 255,8 МПа; = 194 МПа2.2. Проектный расчет передачи
2.2.1 Межосевое расстояние
где
=450 для прямозубых передач [1].Коэффициент ширины зубчатого венца принимаем
= 0,4. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки Кн= 1,2. Тогда = 149 мм.Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения
= 160 мм.2.2.2 Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения
Рекомендуемый диапазон для выбора модуля
m= (0,01…0,02) *
= (0,01…0,02) *160 = 1,6…3,2 мм. Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m = 2,5 мм.
Суммарное число зубьев передачи
.Число зубьев шестерни
.Число зубьев колеса
.Фактическое передаточное число uф =
= .При
2,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5 %. %Учитывая, что Z0>17, принимаем коэффициенты смещения x1=0, х2 =0.
Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле
bw2=
=0,5*160= 80 мм.Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров bw2= 80 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2...5 мм больше, чем bw2. Примем bw1=85 мм.
Диаметры окружностей зубчатых колес:
делительные окружности dj=mZj
d1=mZ1=2,5*36=90 мм, d2=mZ2 = 2,5*92 = 230 мм,
окружности всршин зубьев daj= dj +2m(1+xj),
da1= 90 +2*2,5*1= 95 мм, da2= 230 +2*2,5*1= 235 мм,
окружности впадин зубьев dfj= dj -2m(1,25-xj),
df1=90 – 2*2,5*1,25 = 83,75 мм, df2=230 - 2*2,5*1,25 = 223,75 мм.
2.2.3. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
Величину окружной скорости передачи рассчитываем по зависимости
=4,6 м/с.Для полученной скорости назначим степень точности передачи nст=8 [ табл.8.1 ]
3. Проверочный расчет передачи
3.1 Проверка контактной прочности зубьев.
, =9600 для прямозубых передачКоэффициент контактной нагрузки
Кн =Кна*Кнв*Кнv
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями
,где А=0,06 для прямозубых передач
- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.При
для определения используют выражение = 0,002* + 0,036(V-9) =0,002*285,5+0,036(4,6-9) =0,413Тогда
Коэффициент
неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса
,где
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.Для определения
вычислим коэффициент ширины венца по диаметру По значению
определим методом линейной интерполяции(см. табл.9.1)
=1,03. Тогда Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции по (табл. 10.1)
Кнv=1,15Окончательно найдем Кн и
:Кн = 1,07*1,012*1,15=1,25
= 432 МПаПоскольку
< (432>477.8) выполним расчет недогруза по контактным напряжениям =9,6 % <15 %3.2 Проверка изгибной прочности зубьев.
Напряжение изгиба в зубе шестерни
Коэффициент формы зуба при хj=0 равен
Коэффициент нагрузки при изгибе
КF =КFa*КFв *КFv
КFa =1 для прямозубых передач
КFв =0,18+0,82*
= 0,18+0,82*1,03=1,025КFv = 1+1,5(Кнv-1) при НВ2 <350
КFv = 1+1,5(1,15-1) =1,225
КF =1*1,025 *1,225=1,256
Тогда
МПа < (293,88 МПа)Напряжение изгиба в зубьях колеса
=127,9 МПа < (168,84 МПа)3.3 Силы в зацеплении
Окружная сила
= 4504 НРаспорная сила
4504*0,364=1639,6 Н4. Расчет клиноременной передачи
1. Определение крутящего момента на ведущем шкиве и выбор ремня:
Н*мПо величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3):
тип сечения – поперечное сечение клинового ремня;
площадь поперечного сечения A= 138 мм2;
ширина нейтрального слоя bp= 14 мм;
масса погонного метра ремня qm=0,18 кг/м.
2. Диаметры шкивов
Диаметр ведущего шкива определим по формуле:
d1=40
= 40 =176Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с. 77: d1= 180 мм.
Диаметр ведомого шкива равен:
d2=u
d1=2*(1-0,015) *180=354,6После округления получим: d2= 355 мм.
3. Фактическое передаточное число
uф
=
= = 24. Предварительное значение межосевого расстояния
= 0.8 (d1+d2) = 0,8(180+355) =428 мм5. Длина ремня
L=2
+0.5 (d1+d2)+ ==2*428+0,5*3,14(180+355) +
=1714,3 ммОкруглим до ближайшего числа из ряда на: L= 1600 мм.
После выбора Lуточняем межосевое расстояние
= 0.25(L-W+ )=0,25(1600-840+ = 369,6 ммгде W = 0.5
(d1+d2) =0,5*3,14(180+355) = 840 мм Y = 2 (d2- d1)2=2*(355-180)2 = 61250 мм
6. Угол обхвата на ведущем шкиве
= -57. = -57. = 7. Скорость ремня V=
= =9,17 м/с8. Окружное усилие равно Ft=
= =948,9 Н9. Частота пробегов ремня
= =