Расчет цилиндрической косозубой передачи
По этой ссылке вы найдёте полный курс лекций по математике:
Решение задач по математике |
Рассчитать цилиндрическую косозубую передачу привода ленточного транспортера, представленного на схеме. Схема приводи Исходные данные Мощность на ведомом валу Частота вращения ведомого нала Срок службы передачи иниснт использования передачи: в течение года и течение суток Продолжительность включения Режим работы. легкий Тип привода нереверсивный Тип ременной передачи Решение I.
Выбор электродвигателя и расчет основных параметров при иода 1.1. Выбор электродвигателя. Требуемая мощность электродвигателя общий КПД привода , - КПД зубчатой передачи, \\2 - КПД ременной передачи, г|, - КПД одной пары подшипников качения. Согласно табл. П.2 приложения, примем ц, --0.98, ц2 =0.96, i], =0.99. Тогда ЛР= - 17.35 кВт. Р 0.922
Синхронную частоту вращения двигателя В1»|бираем из диапазона /;с= (5... 10) п2= (5... 10) 245 - 1225...2450 мин'1. По требуемой мощности из табл. Г1.1 приложения выбираем асинхронный электродвигатель 4Л160М4 с ближайшей большей стандартной мощностью Pt= 18.5 кВт. синхронной частотой вращения лс = 1500 об/мин и скольжением S - 2.2 %. 1.2.
Частота вращения вала двигателя 1.3. Общее передаточное число привода «ов ~ ~ —— = 5.99. п2 245 1.4. Передаточное число зубчатой передачи. Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 5 с округлением до стандартного значения (см. табл. 3). Примем и - 4. 1.5. Передаточное число ременной передачи 1.6. Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода): Wo-- 1467 мин 1467 1.7. Мощности на налах: 1.8.
Крутящие моменты, передаваемые налами. Крутящий момент на налу определяется но формуле Т,- 9550—. Отсюда - 9550— - 9550-— = 112.95 И-м, п0 1467 Р 16 49 7] - 9550-9550~— - 161.02 Н-м, л, 978 7*2— 9550- 9550--— = 624.95 И-м. и 244.5 2. Расчет зубчатой передачи 2.1. Выбор материалов губчатых колес Определим размеры характерных сечений заготовок но формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи и > 2.5 шестерня изготавливается и виде вала-шестерни.
Возможно вам будут полезны данные страницы:
Нахождение наименьшего вершинного покрытия |
Распространение тепла в конечном стержне |
Пример расчета тарельчатой ректификационной колонны (контрольные задачи) |
Криволинейные интегралы |
Тогда56 Диаметр 'заготовки колеса cfk — uDm~ 4-68.54 — 274.16 мм. Выбираем материалы зубчатых колее по табл. 4. Принимаем для колеса и шестерни - сталь 45, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269...302 ПН, Dm\ - 80 мм, твердость поверхности зуба колеса 235...262 ПН, Snti = 80 мм. Условия Dm < £>„,, и S„,. выполняются. Средние значении твердости поверхности зуба шестерни и колеса 2.2. Определение допускаемых напряжений 2.2.1. Допускаемые кон тактные напряжения Для их определения используем зависимость Пределы контактной выносливости найдем но (формулам табл.
5: Коэффициенты безопасности S/n -1.1, Sm~\A (см. табл. 5). Коэффициенты долговечности Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (см. табл. 4): Эквивалентные числа циклов напряжений де 0.125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (см. табл. 6). Суммарное число циклов нагружения где с - 1; /л - суммарное время-работы передачи; {,, ~ 365£24/С,ЛГсПВ. Здесь ПВ = 0.01ПВ% - 0.01-25 - 0.25. В результате расчетов получим: Поскольку N/,i;i > А///(ц. примем Ктл 1.
Вычислим Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса ст//п= = 582.73 МПа, а//Л2 - -567^077 555.14 МПа.
Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи: ст/,/> = 0.45(а//л н-(тш)« 0.45(582.731-555.14)« 512.04 МПа Условие выполняется. 2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба Вычисляем по формуле Для определения входящих в формулу величии используем данные табл. 7. Пределы изгибион выносливости зубьев: Коэффициенты безопасности при изгибе: Л'/i — 1.7, S1.-2 - 1.7.
Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода: AVn ~ 1, AVc? - 1-Коэффицнен гы долговечности где q, - показатель степени кривой усталости, r/j - 6, с/2= 6 (см. табл. 6); N/хг- 4-10Л- базовое число циклов при изгибе. Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе NИ /> N^ где '0.038, ц/.у 0.038 - коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы (см. табл. 6), тогда Вычислим Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса: 2.3.
Проектный расчет передачи 2.3.1. Межосевос расстояние где Kt = 410 для косозубых передач. Примем коэффициент ширины зубчатого венца для косозубой передачи \\//и,~ 0.4 (ряд на с.4). На этапе проектного расчета зададимся значением коэффициента контактной нагрузки Кц- 1-2. Тогда Полученное межосевос расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения (см. табл. 2): ак- 160 мм. 2.3.2.
Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения Рекомендуемый диапазон для выбора модуля Из полученного диапазона выберем стандартный модуль т„- 2 мм (см. табл. 1), учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применя ть не рекомендуется. Суммарное число зубьев передачи.
Полученное значение ZL округлим до ближайшего целого числа Z, - 157 и определим делительный угол наклона зуба Число зубьев шестерни Округлим полученное значение до ближайшего целого числа 7.\ - 31. Число зубьев колеса Т.2-У.г Z\ ~ 157-31 = Фактическое передаточное число //л, = =-- 4.0645. При отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2.5 %. Поскольку Z| > 17, примем коэффициенты смещения д-,-0,д'2-0. 2.3.3.
Ширина зубчатых веннов и диаметры |
колес L1Jирина зубчатого венца колеса bw-r-V/,„ tfM.-0.4• 160=64 мм. Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров на с. 10: bw2 = 63 мм. Ширину зубчатого венца шестерни b„\ принимают на 2...5 мм больше чем />и2.Примем bul-67 мм. Определим диаметры окружностей зубчатых колес: делительные окружноеги dt~----, окружности вершин зубьев d„j- 2/н(1+лгД окружности впадин зубьев dti= dr2w( 1.25-*,), 4.
Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи 60000 600(Ю Для полученной скорости назначим степень точности передачи 8 (см. табл. 8), учитывая, что nKt 9 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется. 2.4. Проверочный расчет передачи 2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу " 8400 для косозубых передач.
Коэффициент контактной нагрузки Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями 5 для косозубых передач; К,х. - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при НВ2 ^ 350 для определения Kw используем выражение Ки" 0.002№2 + 0.036(К 9) - 0.002-248.5 + 0.036-(3.236 9) - 0.289. Тогда К,иг 1 + 0.15-(К 5)-0.289= 1.13. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.
Для определения К^ найдем коэицнент ширины венца по диаметру По значению ц определим А'^ -1.04 методом линейной интерполяции (см. табл. 9), тогда К- 1 +(1.04 I) 0.289 « 1.011, Динамический коэффициент Кш- = 1.065 определим методом линейной интерполяции по табл. 10. Окончательно найдем Кц 1.13-1.0II • 1.065 -- 1.2 i 7, Поскольку о//>0///., выполним расчет перегрузки по контактным напряжениям 2.4.2.
Проверка изгибной прочности зубьев 11аиряжения изгиба в зубе шестерни I'l '/Коэффициент формы зуба при .v, := О эквивалентное число зубьев, cos р Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона чуба па его прочность, для косозубых передач - Ур«0.52. Коэффициент нагрузки при изгибе Kh- - КГп КГу К^. Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости: В результате получим Напряжение изгиба в зубьях колеса