Дано:

Т1 = 28,3 Н*м;

u = 1,43;

z1 = 25;

z2 = 36;

[]H = 915,9

[]F = 308,8

1. Определяем внешний делительный диаметр шестерни, исходя из контактной выносливости.

Вспомогательный коэффициент Kd = 955 МПа1/3

Коэффициент ширины зубчатого венца Kbe = b / Re = 0,275

Поправочный коэффициент H = 0,85

Коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца - KH. Определяется по таблице.

KH :

а) относительная ширина эквивалентного конического колеса

Kbe * u 0,275*1,43

2 - Kbe = 2-0,275 = 0,23

б) опоры - шаровые

в) твердость рабочих поверхностей зубьев HHRC >350

г) зубья - прямые

KH = 1,16

2. Определяем расчетный внешний окружной модуль.

(mte)H = de1 / z1 = 53,54 / 25 = 2,14

3. Определяем нормальный модуль на середине ширины зубчатого венца, исходя из изгибной выносливости зуба шестерни.

Вспомогательный коэффициент Km = 13,92 МПа1/3

Коэффициент KF = 1,25

Поправочный коэффициент F = 0,85

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего делительного диаметра

bd = Kbe * 1 + u2/( 2 - Kbe) = 0,275*1+ (1,43)2 /( 1,725) = 0,28

YF1 - коэффициент формы зуба шестерни, определяется по таблице, в зависимости от:

а) эквивалентного числа зубьев шестерни

1 = arctg (z1/z2) = arctg 0,7 = 35

zv = z1 / (cos 1*cos3m) = 25 / cos 35 = 30

б) коэффициента смещения X1

X1 = Xn + 1,37 * Xt

Xt = a * (u - 1) = 0,15 * ( 1,43 - 1)= 0,029

Xn = b * ( 1- 1/(u)2)*1/z1 = 2* (1-1/(1,43)*1/25) = 0,204

X1 = 0,204 + 1,37*0,029 = 0,24

YF1 = 3,54

4. Определяем расчетный внешний окружной модуль по условию изгибной выносливости.

( mte)F = (mnm)F/(1-0,5*Kbe) = 1,94 / (1-0,5*0,275) = 2,25

5. Принимаем стандартное значение mte

( mte)F > ( mte)Н => mte = 2,5 ( по стандартному ряду)

6. Определяем геометрические параметры передачи.

6.1 Внешнее конусное расстояние

Re = 0,5 * mte * z12 + z22 = 0,5* 2,5* 252+362 = 54,8 мм

6.2 Ширина зубчатого венца

b = Re * Kbe = 54,8 * 0,275 = 15 мм

6.3 Углы делительных конусов

1 = arctg z1/z2 = arctg 25/36 = 35

2 = 90 - 1 = 55

6.4 Внешний делительный диаметр

de1(2) = mte*z1(2)

de1 = 2,5*25 = 62,5 мм

de2 = 2,5*36 = 90 мм

6.5 Внешняя высота зуба

he = mte * ( 2*cosm +0,2)

he = 2,5 * ( 2 + 0,2 ) = 5,5

6.6 Внешняя высота головки зуба

hae1 = (1+Xm)*mte*cosm = ( 1+0,24)* 2,5*1 = 3,1

hae2 = 2* mte* cos m - hae1 = 2*2,5*1 - 3,1 =1,9

6.7 Внешняя высота ножки зуба

hfe1(2) = he - hae1(2)

hfe1 = 5,5 - 3,1 = 2,4

hfe2 = 5,5 - 1,9 = 3,6

6.8 Средний делительный диаметр

dm1(2) = 0,857* de1(2)

dm1 = 0,857*62,5 = 53,6

dm2 = 0,857* 90 = 77

6.9 Угол ножки зуба

f1(2) = arctg hfe1/Re

f1 = arctg 2,4/54,8 = 2,5

f2 = arctg 3,6/54,8 = 3,8

6.10 Угол конуса вершин

a1(2) = 1(2) +f2(1)

a1 = 35 + 3,8 = 38,8

a2 = 55 + 2,5 = 57,5

6.11 Угол конуса впадин

f1(2) = 1(2) - f1(2)

f1 = 35 - 2,5 = 32,5

f2 = 55 - 3,8 = 51,2

6.12 Расчетное базовое расстояние

B1(2) = Re * cos1(2) - hae1(2)* sin1(2)

B1 = 54,8* cos35 - 3,1* sin35 = 44,89 - 1,78 = 43,4

B2 = 54,8* cos55 - 1,9* sin55 = 31,43 - 1,56 = 29,9

Расчет сил в зубчатой конической передаче с прямыми зубьями.

Окружная сила на среднем делительном диаметре:

Радиальная сила на шестерне Fr1 и осевая на колесе Fa2 равны, но направлены в противоположные стороны.

Fr1 = Fa2 = Ft*tg*cos1 = 1048,5 * tg 20 * cos 35 = 309,5 Н

Аналогично осевая сила на шестерне Fa1 и радиальная на колесе Fr2 равны, но противоположны по направлению.

Fr2 = Fa1 = Ft*tg*sin1 = 1048,5 * tg 20 * sin 35 = 215,2 Н

Примечание: окружная сила для шестерни направлена противоположно вращению, а для колеса совпадает с направлением вращения.

3. Проверочный расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями

1. Определяем коэффициенты нагрузки.

KH = KH*KH*KHv

KF = KF*KF*KFv

KH и KF коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями. Для прямых зубьев KH = KF = 1.

KHv, KFv коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении.

KHv = KFv = 1

KH = 1,16 KF = 1,25

KH = 1 * 1 * 1,16 = 1,16

KF = 1 * 1 * 1,25 = 1,25

4. Проверка на сопротивление усталости по контактным напряжениям

[H]

Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материала. Для стали 192 МПа1/2.

ZH - коэффициент, учитывающий форму, сопряженных поверхностей.

При = 0, ZH = 2,49

Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для передач с прямыми зубьями.

,

где - коэффициент торцевого перекрытия

Для конических передач

= [ 1,88 - 3,2*(1/Zv1 + 1/Zv2)]* cos m = [1,88-3,2*(1/30+1/43)]*cos 0 = 1,7

H = 0,85 dm1 = 53,6 мм u = 1,43 b = 15 Ft = 1048,5 H KH = 1,16

5. Проверка на сопротивление усталости по изгибу

Условие прочности для шестерни.

F1 = YF1*Y*Y*Ft*KF/(F*b*mnm) [F1]

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y - коэффициент, учитывающий наклон линии зуба

Для прямых зубьев Y = Y = 1

YF1 = 3,54 F = 0,85 Ft = 1048,5 H KF = 1,25 b = 15 mnm = 2

привод зубчатый конический редуктор

F1 = 3,54*1*1*1048,5*1,25/(0,85*15*2) = 181,97 МПа < 308,8 МПа

Расчет поликлиновой ременной передачи.

Дано:

P = 3,98 кВт;

n = 993,1 мин-1;

Т = 38,3 Н*м;

u = 1.

1. Выбор сечения ремня в зависимости от крутящего момента

Т < 50 Н*м - " К "

2. Характеристики ремня:

А1 = 6; h = 8; L = 450…2000 м; v<30 м/с; e = 2,4; f = 3,5; H = 4

3. Диаметр ведущего шкива

с = 30

d1 = c * 3 Т = 30 * 338,3 = 101 мм => d1 = 112 мм

4. Диаметр ведомого шкива

= 0,01

d2 = d1 * u * ( 1 - ) = 112 * 1 * 0,99 = 111 мм => d2 = 112 мм

5. Скорость ремня

v = * d1 * n1 / (6*104) = 3,14 * 112 * 993,1/(6*104) = 5,8 м/с

6. Окружная сила

Ft = 103 * P/ v = 103 * 3,98/ 5,8 = 686 Н

7. Межцентровое расстояние

а = 1,5 * d2 / 3u = 1,5 * 112/31 = 168 мм

8. Определение длины ремня по межцентровому расстоянию

L = 2a + *(d1 + d2)/2 + (d2 -d1)2/4a = 2*168 + 3,14*(112+112)/2 +

+ (112-112)2/4*168 = 688 мм => L = 710 мм

9. Уточняем межцентровое расстояние

9. Уточняем межцентровое расстояние.

10. Наименьшее необходимое межцентровое расстояние для монтажа ремня

amin = a - 0,013*L = 179 - 0,013*710 = 170 мм

11. Наибольшее межцентровое расстояние необходимое для компенсации вытяжки ремня

amax = a + 0,02 * L = 179 + 710*0,02 = 193 мм

12. Угол обхвата ремня на малом шкиве

1 = 2*arcos ((d2 - d1)/2) = 2*arcos((112-112)/2)= 180

13. Определение коэффициентов

с = 1; ср = 0,9; сv = 0,99; сd = 1,9; сL = 1,0

14. Частота пробегов ремня

i = 103* v / L = 103 * 5,8/ 710 = 8,2

15. Эквивалентный диаметр ведущего шкива

т.к. u = 1 => Ku = 1

de = d1 * Ku = 112 * 1 = 112 мм

16. Приведенное полезное напряжение

[F0] = 3,8 МПа

17. Допускаемое полезное напряжение

[F] = [F0] * с * ср * сd * сv * сL = 3,8 * 0,9 * 1 * 1,9 * 0,99 * 1 = 6,4 МПа

18. Число ребер поликлинового ремня

Z' = Ft/( [F] * A1) = 686/(6,4*6) = 17,9

19. Окончательное число клиновых ремней

Z Z' = 17,9 => Z = 18

20. Коэффициент режима при односменной работе

cp' = 1

21. Рабочий коэффициент тяж.

= 0,75 * с * cp' = 0,75 * 1 * 1 = 0,75

22. Коэффициент

m = 1+ / (1-) = 1 + 0,75 / (1 - 0,75) = 7

23. Площадь сечения ремней

А = А1 * z = 6 * 18 = 108 мм

24. Натяжение от центробежных сил

= 1,25 г/см3

Fц= 10-3 * * А * v2 = 10-3 * 1,25 * 108 * (5,8)2 = 4,54 Н

25. Натяжение ветвей при работе

F1 = Ft * m/(m-1) + Fц = 686 * 7 / 6 + 4,54 = 805 Н

F2 = Ft /(m-1) + Fц = 686 / 6 + 4,54 = 119 Н

26. Натяжение ветвей в покое

F0 = 0,5 * ( F1 + F2) - 0,2 * Fц = 0,5*( 805 + 119) - 0,2 * 4,54 = 461 Н

27. Силы, действующие на валы в передачи

а) при работе

Fp = F12 + F22 - 2* F1 * F2 * cos (180 - 1) - 2 * Fц* sin (1/2)

Fp = (805)2 + (119)2 - 2*805*119 - 2 * 4,54 * sin 90 = 676 Н

б) в покое

Fp = 2 * F0 * sin (1/2) = 2 * 461 * sin 90 = 922 Н

28. Размеры профиля канавок на шкивах (по таблице)

= 1,9

29. Наружный диаметр шкивов

de1(2) = d1(2) - = 112 - 1,9 = 110,1 мм

30. Внутренний диаметр шкивов

df1(2) = de1(2) - 2 * H = 110,1 - 2 * 4 = 102,1 мм

31. Ширина поликлинового ремня

B = z * e = 18 * 2,4 = 43,2 мм

32. Ширина шкива

M = 2*f + (z-1) * e = 2 * 3,5 + (18 -1) * 2,4 = 7 + 40,8 = 47,8 мм

Размещено на Allbest.ru