Студопедия

Главная страница Случайная страница

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






Рассчитать основные параметры, размеры и силы в зацеплении закрытой косозубой передачи одноступенчатого цилиндрического редуктора с прирабатывающимися зубьями привода конвейера






Данные для расчета взять в табл. 5.6 и занести в табл. 5.7

Таблица 5.7 Исходные данные зубчатой передачи

Передача Мощность на быстроходном валу (б/х), Р 1, кВт Передаточное число, и зуб КПД, η зуб Частота вращения б/х вала, n 1 , об/мин Вращающий момент на б/х валу, M 1, Н·м
Зубчатая          

 

1 Предварительный расчет

b
1.1 Выбираем материал шестерни и колеса:

для изготовления зубчатых колес выбираем сталь 40ХН с различной термообработкой, а именно:

для шестерни — улучшение, твердость сердцевины H1 = 269…302 НВ и закалка зуба ТВЧ до твердости на поверхности зубьев H1 = 48…53 HRCЭ при диаметре заготовки D ≤ 200 мм;

для колеса — улучшение, средняя твердость сердцевины H2 = 269…302 НВ

1.2 Определяем базовый предел контактной выносливости, σ Hlimb, МПа:

σ H lim b1 = 17H1ср + 200; σ Hlimb2 = 2Н2ср + 70

1.3 Определяем допускаемые контактные напряжения, [σ Hi], МПа:

H1] = σ Hlimb1 ZN /SH; [σ H2] = σ Hlimb2 ZN /SH,

где ZN — коэффициент долговечности, для учебных расчетов примем ZN ≈ 1;

SH — коэффициент запаса прочности, SH = 1, 1 (улучшенные, объемно-закаленные колеса с однородной структурой материала).

1.4 Определяем условное допускаемое контактное напряжение, [σ H ], МПа:

H ] = 0, 45([σ H1] + [σ H2])

при этом должно выполняться условие [σ H ] ≤ 1, 23[σ H2][2]

1.5 Определяем базовый предел выносливости зубьев при изгибе, σ F lim b, МПа:

σ Flimb1 = 550 МПа; σ Flimb2 = 1, 75Н2ср

1.6 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев, [σ Fi] МПа:

F1] = σ Flimb1 YN ·YA / SF; [σ F2] = σ F lim b2 YN ·YA / SF,

где YN — коэффициент долговечности, для учебных расчетов примем YN ≈ 1;

YA — коэффициент реверсивности нагрузки, YА =1 ― при нереверсивной работе;

SF — коэффициент запаса прочности, SF =1, 7 (улучшенные, объемно-закаленные колеса с однородной структурой материала).

2 Проектировочный расчет

2.1 Определяем межосевое расстояние, аw, мм:

где М 1 — вращающий момент, действующий на валу шестерни, Н·м;

Ψ bа — коэффициент ширины зубчатого колеса по межцентровому расстоянию, выбирается из стандартного ряда: Ψ bа = 0, 2; 0, 25; 0, 315; 0, 4

КНβ — коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, КНβ =1, 022;

Ка — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К а = 410 КПа1/3;

и зуб — передаточное число зубчатой передачи.

Полученное значение аw округляют до ближайшего большего стандартного значения: 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500.

2.2 Определяем ширину зубчатого венца, bi, мм:

b 2 = Ψ bа · аw; b 1 = b 2 + 5

2.3 Определяем нормальный модуль зубьев колес, mn, мм:

,

где Km — вспомогательный коэффициент, для косозубых колес Km = 2, 8·103;

K — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, K =1, 017.

Полученное значение модуля округляют до ближайшего большего стандартного значения: 1, 0; 1, 25; 1, 5; 2, 0; 2, 25; 2, 5; 3, 0; 3, 5; 4, 0; 4, 5; 5, 0; 5, 5; 6, 0; 8, 0; 9, 0; 10.

2.4 Определяем угол наклона зубьев, β min, градус:

β min =arcsin(4· mn / b 2)

2.5 Определяем суммарное число зубьев:

z=2 aw cos β min / mn

2.6 Определяем числа зубьев колес:

z1 = z/ (uзуб + 1); z2 = z- z1

2.7 Определяем фактический угол наклона зуба, β, градус

β =arccos(0, 5z· mn / aw)

3. Расчет геометрических, кинематических и силовых параметров передачи

При расчетах все линейные и угловые параметры передачи следует округлять с точностью до третьего знака после запятой.

Изобразить рис. 5.4 и написать название всех параметров цилиндрического эвольвентного колеса.

3.1 Определяем делительный диаметр зубьев колес, di, мм:

d 1 = mn ·z1 / cos β; d 2 = mn ·z2 / cos β

3.2 Определяем диаметр вершин зубьев колес, dai, мм:

da 1 = d 1 + 2 mn ; da 2 = d 2 + 2 mn.

3.3 Определяем диаметр впадин зубьев колес, dfi, мм:

df 1 = d 1 – 2, 5 mn; df 2 = d 2 – 2, 5 mn.

3.4 Определяем окружную скорость колес, v, м/с:

v = π d 1 · n 1 / 60000

Назначаем степень точности передачи:

Степень точности передачи 6 7 8 9

Окружная скорость колес (max), м/с 30 15 10 4

3.5 Определяем усилия в зубчатом зацеплении (рис. 5.5):

Окружная сила (Н): Ft 1 = 2000· M 1 / d 1

Радиальная сила (Н): Fr 1 = Ft 1·tg α /cos β

Осевая сила (Н): Fа 1 = Ft 1·tg β,

где α — угол зацепления, α = 20º.

Рассчитанные параметры зубчатой передачи заносят в контрольную таблицу 5.8

Таблица 5.8 Параметры зубчатой передачи

Параметры Значения
Делительный диаметр колеса; d 2, мм  
Диаметры вершин зубьев колес, мм dа 1 , dа 2
Ширины венцов зубчатых колес; мм b 1 , b 2
Нормальный модуль зубьев колес; mn, мм  
Число зубьев колес z1, z2
Угол наклона зубьев колес, β, градус  
Межосевое расстояние передачи; аw, мм  
Силы, действующие в зацеплении, Н Ft 1 = Ft 2; Fr 1 = Fr 2; Fa 1 = Fa 2

Примечание. Чертеж схемы зубчатой передачи должен иметь два вида передачи: сверху и сбоку. На чертеже должны быть проставлены габаритные размеры передачи, межосевое расстояние, числа и нормальный модуль зубьев колес, значение и направление угла наклона зубьев колес, направление и значение скорости вращения шестерни (см. рис. 5.6)


 


Поделиться с друзьями:

mylektsii.su - Мои Лекции - 2015-2024 год. (0.009 сек.)Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав Пожаловаться на материал