Расчет и проектирование привода

скачать (22542.3 kb.)

1   2   3   4   5

3.2 Расчет цилиндрической прямозубой тихоходной передачи



Выбор материала и способа термообработки зубчатых колес

Для изготовления колеса и шестерни передачи выберем сталь 45 со следующими механическими характеристиками:

шестерня:

твердость - HВ;

термообработка - улучшение

колесо:

твердость - HВ;

термообработка - улучшение

Определение допускаемого контактного напряжения

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:
,
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения:

МПа

МПа
- коэффициент безопасности (для колес с ) ;

- коэффициент долговечности;
,
где - базовое число циклов нагружений;
циклов;

циклов;
- эквивалентное число циклов нагружений;
,
где - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом;

;

- ресурс привода в часах;
часов;
- частота вращения рассчитываемого колеса, мин-1.

- нагрузка на данном режиме работы;

- максимальная нагрузка


Т.к. , то , где - показатель степени:





МПа

МПа
За расчетное выбираем меньшее из полученных значений, т.е. МПа

Расчет допускаемого напряжения изгиба

Допускаемое напряжение при изгибе:
,
где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения
МПа;

МПа;
- коэффициент запаса прочности по изгибу;

- коэффициент долговечности

где - базовое число циклов нагружения;

циклов;

, т.к. .

- эквивалентное число циклов нагружений;
циклов;

циклов;

циклов;


Т.к должно выполняться условие:

- коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки к зубу рассчитываемого колеса. У нереверсивных передач .

Принимаем .

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности.

Принимаем .

МПа;

МПа
Расчет геометрических параметров передачи

Т.к. то геометрические параметры колеса тихоходной передачи будут следующими:

Отклонение составляет: , что допустимо.

Определяем окружную скорость передачи:
м/с
В соответствии с рассчитанной скоростью назначаем степень точности передачи:



Определение усилий в зацеплении

Определяем окружную силу Ft:
Н
Определяем радиальную силу Fr:
, где - угол зацепления;

Н
Определяем осевую силу Fa:
, т.к. ?=0.
Проверочный расчет на контактную выносливость
,
где - коэффициент расчетной нагрузки

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки. Для прямозубой передачи .

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Принимаем .

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
,
где - удельная окружная динамическая сила.

где - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса. Принимаем=73;

v=1.24 м/с - окружная скорость передачи,

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем =0.006.
Н/м




- коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колёс. Для стали принимаем =192 МПа1/2

- коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубцов в полюсе зацепления.


- угол профиля зубца в нормальном сечении. Принимаем .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Зависит от коэффициента осевого перекрытия .


Т.к. , то
- коэффициент торцового перекрытия



Таким образом:



Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Проверочный расчет на изгибную усталость
,

,
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубцами. Принимаем

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Принимаем .

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

где - удельная окружная динамическая сила.
,
где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубцов. Принимаем .

Н/м




- коэффициент, учитывающий угол наклона зубцов. Для прямозубой передачи принимаем .

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубцов. Для прямозубой передачи

- коэффициент, учитывающий форму зуба. Для его определения найдём эквивалентное число зубцов :
;
Для прямозубой передачи:



Тогда .

Определим отношение . Дальнейший расчет будем проводить для того зубчатого колеса, у которого это отношение окажется меньше:

для шестерни для колеса


Дальнейший расчет производим по колесу ( МПа).

Таким образом:

Следовательно, условие прочности выполняется.
3.3 Расчет зубчато-ременной передачи
Модуль зубчатого ремня m=5.

) Принимаем тип ремня Н по ISO 5296 (табл. 2.4.1. «Детали машин проектирование» Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда);
tp=15,71 мин-1; Hp=6,5 мм; Sp=5,0 мм.

m=tp/?=15.71/3,14=5,003 мм.
2) Геометрический расчет передачи:

Z1=18 (по табл. 2.4.2)

Число зубьев большего шкива
Z2=Z1·Uрем=18·1.9023=32.24, следовательно, Z2=34
3) Фактическое передаточное число
U=

Погрешность

4) Делительные диаметры шкивов
d1=m·Z1=5·18=90 мм;

d2=m·Z2=5·34=170 мм
5) Минимальное и максимальное межосевое расстояние:
amin=0,55∙(d1+d2)+Hp=0,55 (90+170)+6.5=149,5 мм

amax=2 (d1+d2)=2 (90+170)=520 мм
Принимаем a?=288 мм;

Число зубьев ремня:

По табл. 2.4.6 окончательно принимаем Zp=63.

6) Межосевое расстояние передачи при выбранном Zp:

f2=0,24333 (по табл. 2.4.)
aw=(2∙Zp - (Z2+Z1))∙f2tp=(2∙63 - (34+18))∙0,24333∙15,71=282,88 мм.
7) Угол обхвата ремнем ведущего шкива, град


8) Число зубьев на дуге обхвата ведущего шкива

Принимаем Z01=8.2.

9) Ширина ремня

10) Сила, нагружающая вал передачи
=1,1∙Ft=1,1∙1707.33=1878.07 H.
11) Определяем длину ремня
Lp=zрр=6315.71=989.73 мм;
Конструирование шкива зубчато-ременной передачи.
dст=(1,5.. 2,0)∙dвал=1,5∙40=60 мм;

Lст=(1,0.. 1,4)∙dв=1,4∙40=56 мм;

Tвал=9550∙Pвал/nвал=76,83.

Делительный диаметр шкива d=mZ=tpZ/?=15.71∙34/3,14=170 мм;

Диаметр вершин зубьев шкива da=d-2H+k=170-1,6+0,08=168,48 мм;

Диаметр впадин
df=da-2hш=170-2∙5=158.48 мм; tш=?da/Z=15,56;

Bш=Bp+m=50+5=55 - ширина обода шкива;

?ш=1,5m+2=9.5 мм ? 6 мм-толщина обода шкива
Высота реборда а=5 мм.

1   2   3   4   5

3.2 Расчет цилиндрической прямозубой тихоходной передачи



Учебный контент

© ref.rushkolnik.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации