Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Уфимский Государственный Нефтяной Технический Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

ВАЛИЕВ.docx

Скачиваний:

Добавлен:

01.03.2025

Размер:

132.49 Кб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 32 3 > Следующая >>>

Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев.

3.1.1 Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка «улучшение». Твердость шестерни , колеса [2.C.5].

3.1.2 Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес:

[2.C.5],

при термообработке «улучшение».

[2.C.7];

;

циклов;

циклов.

Так как .

;

- на этапе проектировочного расчета

;

Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес

Так как вышел за пределы (1…1,23) , согласно [2.C.6] принимаем =416МПа.

3.1.3 Коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра (_bd) и относительно модуля (_bm):

^’_bd=1,0, _bm=30; [2.С.9].

3.1.4 Предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

=2_bd/(u+1)=21/(3+1)=0,5;

3.1.5 Числа зубьев колес: Z₃=_bm/_bd=30/1,0=30;

Z₄=Z₃u=303=90;

Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес:

Так как Z₃ и Z₄>Z_min, подрезание зубьев колес не будет.

3.1.6 Коэффициент концентрации нагрузки: k_н_=1,04 [2.С.10];

3.1.7 Определяем предварительное межосевое расстояние:

= мм,

где k_а=430 – вспомогательный коэффициент,

3.1.8 Уточненное значение передаточного числа

u= .

3.1.9 Делительный нормальный модуль зубьев

M =

3.1.10 Округляем модуль до стандартного: m=1,5 мм [2.С.11]

3.1.11 Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев

3.1.12 Уточненное значение коэффициента ширины венца

3.1.13 Рабочая ширина венца зубчатой передачи

3.1.14 Геометрические и кинематические параметры колес:

- делительные диаметры

- начальные диаметры

;

-диаметры впадин

- диаметры вершин

;

-основные диаметры

;

-углы профилей зубьев на окружности вершин

;

-коэффициенты торцового перекрытия

;

- осевой шаг зубьев

- коэффициент осевого перекрытия

- суммарный коэффициент перекрытия

- основной угол наклона линии зуба

- окружная скорость колес на начальных цилиндрах

3.1.15) Назначаем степень точности передачи 8, так как

меньше 10 м/с [2.C.12].

Проверочный расчет на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

3.1.16 Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления

Для стальных колес =190 [2.C.13];

Так как >1 [2.C.13].

Н.

;

При , и <350 HB и симметричном расположении обоих колес относительно опор ;

;

3.1.17 Уточненное значение расчетного допускаемого контактного напряжения

3.1.18 Проверка сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

Сопротивление зубьев контактной усталости обеспечивается, так как допускается 5% перегрузки. Усталостного выкрашивания зубьев не будет.

Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

3.1.19 Напряжение изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса

- коэффициент учитывающий форму зуба. При X₃=0 и числе зубьев эквивалентного колеса Z_v₃ =Z₃/cos³β=30/cos³21°=37 . При X₄=0 и Z_v₄=90/ cos³β = 90/ cos³21°=111

– коэффициент, учитывающий влияние наклона зубьев.

Принимаем ;

– коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев. Так как .

– коэффициент нагрузки при расчете на изгиб.

где

;

При ; .

;

3.1.20 Допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба:

- базовый предел изгибной выносливости, МПа;

[S_F]- минимальный коэффициент запаса прочности;

Y_N- коэффициент долговечности при изгибе;

Y_R- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

Y_X - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

Y_Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

Y_g- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

Y_d - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности;

;

принимаем 1;

= 6 для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью .

= = циклов .

при постоянном режиме нагружения, так как .

Y_R= 1 для неполированных зубьев.

Y_X₃= 1,05 – 0,000125d₃=1,05 – 0,000125 48,2=1,044;

Y_X₄ = 1,05 – 0,000125d₄=1,05 – 0,000125144,6=1,032;

Y_A= 1, при одностороннем приложении нагрузки;

Y_Z= 1 для поковок;

Y_g₃=Y_g₄ = 1, если переходная поверхность не шлифуется;

Y_d₃=Y_d₄ =1, если переходная поверхность не подвергается деформационному упрочнению.

;

3.1.21 Проверка сопротивления зубьев усталости при изгибе

Сопротивление зубьев усталости при изгибе обеспечивается. Усталостной поломки зубьев в пределах расчетного срока службы не будет.

4 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ C РОЛИКОВОЙ ЦЕПЬЮ

Исходные данные:

крутящий момент на меньшей звездочке T₅= 54,615 Н·м;
частота вращения меньшей звездочки n₅ = 240об/мин;
передаточное число цепной передачи u=6,3;
цепь однородная;
регулировка натяжения передвижением опор;
передача горизонтальная;
смазка периодическая
работа односменная

4.1 Определяем приближенное значение шага цепи

P 4.5 = 4.5 = 17,07 мм,

4.2 Выбираем стандартную роликовую цепь

Цепь ПР-19,05-3180 ГОСТ 13568-75 [т.3.1.1, с.32]

Шаг цепи Р = 19,05 мм. Площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи А = 105 мм^2. Разрушающая нагрузка F_разр = 31,8 kH. Масса одного метра цепи q = 1.9 кг/м [т.3.1.1, с.32].

4.3 Числа зубьев звездочек

Z₅ = 29 – 2·u = 29 – 2·6.3 =16,4 Z₅ = 16

Z₆ = Z₅·u = 16·6.3 = 96,64 Z₆ = 96 < Z_max = 100

4.4 Частота вращения малой звездочки не превышает допустимых значений: n₅ = 240 об/мин < [n₅]= 1492 об/мин

4.5 Задаем межосевое расстояние

а_ПРЕД = (30…50) P = (30…50)·19.05 = 571…952 мм. Принимаем а = 800 мм.

4.6 Число звеньев цепи

4.7 Уточняем межосевое расстояние

a = = = 801.4 =802 мм.

4.8 Делительный диаметры звездочек:

= = = 97.64 мм;

= = 582.22 мм.

4.9 Оценка долговечности цепи по частоте ударов звена цепи о звездочки:

= = 0.81 c^-1 < = 18 c^-1

Долговечность цепи обеспечивается.

4.10 Окружная сила на звездочке

4.11 Коэффициент эксплуатации цепи

K_Э = = 1.2 1 = 1.56

где коэф-т динамичности нагрузки;

коэф-т, учитывающий способ натяжения цепи;

коэф-т, учитывающий величину межосевого расстояния;

коэф-т, учитывающий наклон передачи;

коэф-т, учитывающий способ смазки цепи;

коэф-т, учитывающий влияние сменности работы передачи.

[т. 3.3.2 – 3.3.8, c. 35-36]

4.12 Допускаемое давление в шарнире цепи из условия износостойкости шарнира цепи при P=19.05 [p] = 30 МПа

4.13 Расчетное давление в шарнире цепи

р = = = 16.62 МПа < [p] = 30 МПа.

Износостойкость шарнира цепи обеспечивается.

4.1 4 Общее натяжение цепи

= ·1,2 + 89.69 + 2,78 = 1404,91 Н

= 1.9 ·0. 802·9.81·6 = 89.69 H – натяжение собственного веса цепи

F_V = q·V² = 1.9· 1,21² = 2,78 Н – натяжение цепи под действием центробежных сил

V = = = 1.21 м/с – средняя скорость цепи

4.1 5 Запас прочности цепи на разрушение

S = = = 22,649 > [S] =7.5

Прочность цепи на разрыв обеспечивается.

4.1 6 Нагрузка на вал от звездочки цепной передачи

= · 1.2 = 1342.44 H

5. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ (ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ) РАСЧЕТ II ВАЛА

Валы предполагается изготовить из стали 45 с термообработкой «улучшение». = 800 МПа, = 130 МПа.

= = 14.6 мм

= = 20.9 мм

Принимаем для I вала (ведущий) :

d под подшипником = 20 мм

d под муфтой = 18 мм

d под шестерней = 22 мм

Принимаем для II вала (ведомый) :

d под подшипником = 30 мм

d под звездочкой = 25 мм

d под колесом = 34 мм

6. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ (ПРИБЛИЖЕННЫЙ) РАСЧЕТ ВАЛА II

II вал

a = 34 мм, b = 34 мм, с = 81 мм

Радиальная нагрузка от звездочки цепной передачи F_B = 1342.44 H

Усилия в зацеплении колес: окружная сила

F_t₄ = = = 763H

радиальная сила

F_r4 = F_t4 = 763· = 297,46 H

осевая сила

F_x₄ = F_t₄ = 763· = 292,88 H

= 0;

F_B· (a+b+c) – R_BX·(a+b) + F_r4·a - F_x4· = 0

R_BX = = = 3257 H

= 0;

– R_AX·(a+b) – F_x4· – F_r4·b + F_B·c = 0

R_AX= = = 1138,95 H

– R_AX·a = – 1138,95 ·34 = H·м

F_B·c = –1342.44 ·81 = 108,7 H·м

= F_B·(b+c) + R_BX·b - · = -1342.44 ·(34+81) + 3257·34 - 292,88 ·144,6/2= 64,82 H·м

R_BY·(a+b) – F_t4·a = 0

R_BY = =

–R_AY·(a+b) + F_t4·b = 0

R_AY = =

= –R_AY·a = – ·34 = - 12,97H·м

= = 40,83 H·м

= = 86.1 H·м

= = 121,89 H·м

Вал предполагалось изготовить из стали 45, термообработка «улучшение».

= 880 МПа.

[ ]_III = = = 80 МПа;

d_C = = 22,07 мм

d_B = = 24,79 мм

d_D = = 12,44 мм

Ориентируясь на нормальный ряд линейных размеров и стандартные диаметры подшипников, а так же учитывая необходимость обеспечения долговечность подшипников, окончательно принимаем:

d_B= d_A = d_ПОДШ = 30 мм

d_D= 25 мм

d_C = 34 мм