Примеры расчета зубчатых передач

Примеры расчета зубчатых передач

Примеры расчета зубчатых передач

Примеры расчета зубчатых передач

Примеры расчета зубчатых передач

Примеры расчета зубчатых передач

Примеры расчета зубчатых передач

Примеры расчета зубчатых передач

По этой ссылке вы найдёте полный курс лекций по математике:

Решение задач по математике

Рассчитать цилиндрическую прямозонную передачу привода ленточного транспортера, представленного на схеме. Схема привода Исходные данные Усилие на ленте транспортера. Скорость ленты транспортера. Диаметр барабана. Передаточное число цепной передачи Срок службы передачи Коэффициент на юл пользования iпередачи: течение года.. н течение суток Продолжительность включения Режим работы.легкий Тип ири иода. нереверсивный Цепная передача. закрытая Решение I. выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода 1.1.

Выбор электродвигателя. Требуемая мощность электродвигателя где цо- общий КПД привода: - КПД зубчатой передачи, )\, - КПД цепной передачи, п, - КПД одной пары подшипников качения, согласно табл. П.2 приложения примем, I], =0.98, ц2 «0.96, ^ 0.99. Тогда По требуемой мощности из табл. 11.1 приложения выбираем асинхронный электродвигатель 4А180М6 с ближайшей большей стандартной мощностью Р>™ 18.5 кВт, синхронной частотой вращения nL= 1000 мин'1 и скольжением 5' = 2.7 %. 1.2.

Частота вращения вала двигателя 1.3. Требуемая частота вращения барабана 1.4. Общее передаточное число привода 1.5. Передаточное число зубчатой передачи 4.072. "и 2.5 Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона Сели это ограничение для не выполняется, следует изменить синхронную скорость двигателя и повторить расчет. Если выполняется, то полученное значение //' округляют до ближайшего стандартного (см. табл. 3).

Принимаем и = 4. 1.6. Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода): 1.7. Мощности, передаваемые валами: 1.8. Крутяшие моменты Крутящий момент на валу определяется по формуле Т,- 9550—. 2. Расчет зубчатой передачи 2.1. Выбор материалов зубчатых колес Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи и > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.

Диаметр заготовки для колеса равен Выбираем материал для колеса и шестерни - сталь 40Х (см. табл. 4), термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни -269...302 HBt Д„| - 125 мм, твердость поверхности зуба колеса - 235...262 If В, S„,i = 125 мм. Условия выполняются. Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса: НВХ = 0.5(Ш1пш11- НВХпак) = 0.5(2691-302) = 285.5; НВ2 = 0.5 (HB2min+ Hfaaas) = 0.5(235+262) = 248.5. 2.2. Определение допускаемых напряжений 2.2.1.

Допускаемые контактные напряжении Для их вычисления используем зависимость Пределы контактной выносливости определим по формулам табл. Коэффициенты безопасности Sm - 1.1, Sm = 1.1 (см. табл. 5). Коэффициенты долговечности Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (см. табл.-4): Эквивалентные числа циклов напряжений где 0.125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (см. табл. 6).

Суммарное число циклов иагружения где с = I; /Л - суммарное время работы передачи; /А - 365 L 24 АГ,./ГСПВ. Здесь ПВ - 0.01 ПВ% - 0.01 -25 = 0.25. В результате расчетов получим 5-365-24-0.9-0.6-0.25 = 5913 ч, Nu = 60-973-5913 -3.45-10", 60-243.25-5913 - 0.863-10*, Nm:i = 0.125-3.45-10"- 43.1-106, Л/„« = 0.125-0.863-10*= 10.8-106 Поскольку N/im > N/пм, примем КщЛ = 1. Вычислим Кип" \\----г " 1.077.

Возможно вам будут полезны данные страницы:

Теплота растворения и гидратации
Электронная конфигурация атомов
Отыскание оригинала по изображению
Теория якорных обмоток машин постоянного тока

Допускаемые контаюные напряжения для шестерни и колеса: Допускаемые контактные напряжения для прямозубой передачи 2.2.2.

Допускаемые напряжения изгиба Эти напряжения вычисляют по формуле Для определения входящих в формулу величин используем данные табл. 4. Пределы изгибный выносливости зубьев стЛ1п,1 ^ 1.75ЯЯ, = 1.75-285.5 = 499.62 МПа, аПпй= 1.75//Д2 = 1.75*248.5 = 434.88 МПа. Коэффициенты безопасности при изгибе: Sn = 1.7» Sn= 1-7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода КП \ - I, Кгсг= I • Коэффициенты долговечности - показатель степени кривой усталости (см. табл. 6); Nfb~ 4*106- базовое число циклов при изгибе. Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе где цл = 0.038, (.1 п .038 - коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы (см. табл. 6). В результате получим Вычислим К у и = $/--= 1.034 Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: 499.62-М ™ttOK.n 434.88-1.034 1 am =-—--- 293.89 МПа, от«-—--= 264.51 МПа. 2.3.

Проектный расчет передачи 2.3.1. Мсжосевое расстояние aw=Ka{irИ)з где Ktt- 450 для прямозубых передач. Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем vj//w/= 0.315 (ряд на с.4). Па этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки Кц ~ 1.2. Тогда Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (см. табл. 2): aw= 200 мм. 2.3.2.

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смешения Рекомендуемый диапазон для выбора модуля: Из полученного диапазона выберем стандартный модуль т = 2.5 мм (см. табл. 1). Суммарное число зуоьсв передами 7,=—— =-~ 160. Число зубьев шестерни Zt -—-- 32. Число зубьев колеса /2- » 160-32 -- 128. Фактическое передаточное число «ф- — --=4. При и s 4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5 %.

Учитывая, что Zj > 17, принимаем коэффициенты смещения xt - 0, д*2 = 0. 2.3.3. Ширина зубчатых веннов и диаметры колес Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле hw2= \\t/)(l aw~ 0.315*200 = 63 мм.. Округлим />„.2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с. 10: - 63 мм. Ширину зубчатого венца шестерни ЬпЛ принимают на 2...5 мм больше чем Л„Примем Л„.\ - 67 мм. Диаметр!,I окружностей губчатых колес: делительные окружности = ///Z„ мм; окружности вершин зубьев ; окружности впадин зубьев 2.3.4.

Окружная скорость в зацеплении и степень

точности передачи Для полученной скорости назначим степень точности передачи пСТ~ 8 (см. табл. 8). 2.4. Проверочный расчет передачи 2.4.1. Проверка контактной прочности 'зубьев Проверочный расчет зубьев на контактную прочность выполняем по формуле где Х„ 9600 для прямозубых передач. Коэффициент г контактно!! нагрузки Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями К„п- 1+ А (/7СГ - 5) Кп., где Л - 0.06 - для прямозубых передач; Kw - коэффициент, учитывающий проработку зубьев, при НВ2 для определения Kw используем выражение Kw- 0.002//Z?2 + 0.036(К 9) -- 0.002*248.5 + 0.036*(4.076 9) - 0.32.

Тогда Kthi= 1+0.06(8 - 5) 0.32 = 1.058. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса Кщ\ -= 1+ (/С^ I) Kw, где K]t[j - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы. Для определения К°щ вычислим коэффициент ширины венца но диаметру: = 0.5^(1/+ 1) -0.5-0.315(4 + 1) = 0.787. По значению \|/,,f/ определим Кметодом линейной интерполяции (см. табл. 9), = 1.03, тогда 1+(1.03 1)0.32= 1.01. Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции по табл. 10, ЛГ//Г= 1.196. Окончательно найдем К,, и о;/:

Поскольку ., выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям 2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев Напряжения изг иба в зубе шестерни Коэффициент формы зуба при х, - 0 где Zn = Z, = 32, Z,7128. Отсюда получим Коэффициент нагрузки при изгибе К,. « КГи A'/,, AVe. Для вычисления коэффициентов, входящих в эту формулу, используем следующие зависимости: К/., I для прямозубых передач; В результате получим 67-80-2.5 Напряжение изгиба в зубьях колееа 2.5. Силы л зацеплении 20007; 2000 172.05 Окружная сила Распорная сила