Проектировочный расчет передачи

Дата: 2025-05-25; Просмотры: 3

Оценка:

0.00 из 5.00 — оценок

Скачиваний: 0

Скачать

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

= (u + 1) ,

где - коэффициент вида передачи, = 450

K _Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K _Н =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4

Расчетное межосевое расстояние = 160 мм

Модуль выберем из диапазона (для прямозубых передач стандартизован нормальный модуль m_n)

m=(0.1…0.2)160= 1,6…3,2

m =2,5

Суммарное число зубьев

Z = ,

где = для прямозубых передач

Z = = 128

Число зубьев шестерни

Z₁= = 128/6,6=19.39, округляем => Z₁=19

Число зубьев колеса

Z₂= Z – Z₁= 109

Фактическое передаточное число

u_ф = = 5,737

Значение u_ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = 2.44 %

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x₁= 0 x₂= 0

Ширинa венца колеса

b_w2= = 0,4*160=64мм

Округлим b_w2 до ближайшего числа из ряда: b_w2=63мм.

Ширину венца шестерни b_w1 примем на 5 мм больше чем b_w2:

b_w1= 71 мм

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для прямозубых колес m = m_n.

Диаметры делительных окружностей для косозубых колес :

d₁ = 47,5мм d₂ = 272,5мм

Диаметры вершин зуба: d_a1 = d₁ +2(x1+1-∆y)*m=47,5 + 2(1+0-0)*2,5 = 52,5мм

d_a2= d₂ +2(x2+1-∆y)*m=272,5+2(1+0-0)*2,5 = 277,5мм

Диаметры окружностей впадин d_fj = d_j – 2m(1.25 – x_j):

d_f1 = 41,25мм d_f2 = 266,25мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = 3,13м/с

Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n_ст= 8

Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

= ,

где Z - коэффициент вида передачи, Z = 9600

K _Н - коэффициент контактной нагрузки,

K _Н = K_A K_Hα K_Hβ K _{Н V}.

Коэффициент K_A учитывает внешнюю динамическую нагрузку и зависит от степени равномерности нагружения двигателя и приводного вала машины. K_A=1.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+ A ( _Hα – 1) K_w,

где А = 0.06 для прямозубых передач;

K _w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9) = 0.28

_Hα = 1+0,06*( n_ст – 5) =1.24

_Hα = 1+ _Hα -1)*0,28 =1,0672

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K – 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)= 0,5*0,4*(5,6+1) = 1,32

K = 1,07 K_Hβ = 1+(1,07-1)*0,28 = 1,196

Динамический коэффициент

K _{Н V} = 1,12

Окончательно получим

K_H = 1*1,12*1,196*1,0672 = 1,429

Расчетные контактные напряжения

= = 465,73 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100 = = 0,13 % - недогрузка

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj s_FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_Fj - коэффициенты формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y_b - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y_b= 1

Напряжение изгиба в зубьях колеса .

Коэффициенты формы зуба

Y_FS1=3.47 +

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj = Z_j,

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα = 1,24

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 1.0574

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV =1.3

K_F = 1,62

Напряжения изгиба

s_F1 =

s_F2 =

Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = 274,37 Н•м.

Частота вращения ведущей звездочки n₁= 257,14 об/мин.

Передаточное отношение u= 2,02.

Тип нагрузки – спокойная безударная

Режим работы-средний

Число смен работы передачи в течение суток n_c= 2.

Выбор цепи

Число зубьев звeздочек:

Z1=29-2Uцеп=29-4,04=24,96=25

Z2=Z1*Uцеп=25*2,02=51

Фактическое передаточное число

Uф=Z2/Z1=2,02

>

∆U=0

Выбор приводной роликовой цепи

=1,0*1,5*1,0*1,25*1,25=2,34; m=1;

Принимаем t =31,75мм.

Интерполяцией находим для n₁ =257,14Нм

Число звеньев цепи:

=80+76/2+0,428=118,428→

Фактическое межосевое расстояние:

Y=

Длина цепи:

L=

Диаметры звездочек:

Диаметры делительных окружностей d1 и d2:

D1=

D2=

Диаметры окружностей выступов

Диаметры окружностей впадин

r=0,5025*19,05+0,05=0,5025*19,05+0,05=9,6226

Окружная сила:

Окружная скорость:

V=

Сила,действующие на валы звездочек:

Консольная нагрузка