КУРСОВИК ДМ-02.10-00.15.01
.pdf
|
|
kг = 0,5 |
|
kс = 0,5 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
h – срок службы передачи в годах, h = |
3 |
лет. |
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
Lh = 365 · 24 · 0,5 · 0,5 · 3 = |
6570 |
ч. |
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
Таблица 9 – Допускаемые контактные напряжения |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
№ вар. |
|
вал |
|
N |
· 106 |
|
|
|
z |
Ni |
|
ζ |
нрi |
, МПа |
|||
|
|
|
|
неi |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
. |
шестерня |
|
98,90 |
|
|
|
0,983 |
|
|
773,99 |
||||||
|
быстрох |
i = 1 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
колесо |
|
15,70 |
|
|
|
1,069 |
|
|
807,47 |
||||||
|
|
i = 2 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
. |
шестерня |
|
15,70 |
|
|
|
1,283 |
|
1010,23 |
||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||||
|
тихоход |
i = 1 |
|
|
|
|
|
||||||||||
|
|
3,14 |
|
|
|
1,397 |
|
1055,89 |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
колесо |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
i = 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [2, с.10]: |
|
|
|
||||||||||||||
|
ζнр = 0,45 · (ζнр1 + ζнр2) ≤ 1,25 · ζнр min = [ζнр], |
|
|
|
|
|
|
( 10 ) |
|||||||||
Результат записывается в таблицу 10. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
Таблица 10 – Допускаемые контактные напряжения |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
№ вар. |
вал |
|
|
|
|
ζнр, МПа |
|
|
[ζнр], МПа |
|
|
|||||
|
4 |
быстроходный |
|
|
|
|
711,65 |
|
|
1009,33 |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
тихоходный |
|
|
|
|
929,75 |
|
|
1319,87 |
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1.4.2 Допускаемые изгибающие напряжения
Допускающее изгибающее напряжение определяется по формуле [2, с.10]:
ζ |
Fр |
= 0,4 · ζ 0 |
· Y , |
( 11 ) |
|
F lim b |
N |
|
где YN – коэффициент долговечности, при qF = 6 определяется по [2, с.8] YN max = 1; ζF0lim b – базовый предел выносливости зубьев при изгибе определяется по
формуле [2, с.11];
ζF0lim b 1 = 550 МПа
ζF0lim b 2 = 500 МПа
ζFр 1 = 0,4 · 550 · 4 = 880 МПа;
ζFр 2 = 0,4 · 500 · 4 = 800 МПа
1.4.3 Коэффициент нагрузки
Коэффициент нагрузки определяется по формуле [2, с.12]:
Кн = КA · КV · Кβ · Кα, |
( 12 ) |
где КA – коэффициент, учитывающий внешнею динамическую нагрузку, определяется по формуле [2, с.12] КA = 1;
КV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, определяется по [2, с.15, табл.4,4] в зависимости от степени точности передачи определяется по [2, с.14]:
V = n |
/C |
v |
· |
3√T /(ψ |
ва |
· И), |
( 13 ) |
1 |
|
|
2 |
|
|
где T2 – номинальный момент на колесе, представлен в таблице 11; Cv – скоростной коэффициент, определяется по [2, с.14];
для прямозубой передачи |
Сv |
= |
1750 |
|
для косозубой передачи |
Сv |
= |
1950 |
принимаем Сv = 1950 |
ψва – коэффициент рабочей ширины по межосевому расстоянию, определяется в зависимости от схемы зубчатых передач по [2, с.13];
для быстроходной ψва |
= |
0,28 |
для тихоходной ψва |
= |
0,315 |
Значение КV и V представлены в таблице 11, степень точности передачи 8.
Кβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определяется по [2, с.16] в зависимости от ψвd, который определяется по формуле [2, с.13];
|
ψвd = 0,5 · ψва · (U ± 1), |
|
|
|
|
|
( 14 ) |
|
|
Кα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, |
|||||||
|
определяется по формуле [2, с.17]; |
Кα = 1,05 |
|
|
||||
|
|
|
|
Таблица 11 – Значения коэффициента нагрузки |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
№ вар. |
Вал |
|
|
Параметры |
|
|
||
T2, Н · м |
V, с-1 |
ψвd |
|
КV |
Кβ |
Кн |
||
|
|
|
||||||
4 |
быстрох. |
60,29 |
1,165 |
1,02 |
|
1,010 |
1,305 |
1,384 |
тихоход. |
292,40 |
0,325 |
0,95 |
|
1,010 |
1,250 |
1,326 |
|
|
|
|||||||
1.4.4 Межосевое расстояние
Предварительное значение межосевого расстояния а'w определяется по формуле
[2, с.19]:
а' |
w |
= Ка · (U ± 1) · 3√(T |
1 |
· К |
)/( ψ |
ва |
· U · ζ 2 |
нр |
), |
мм |
|
( 15 ) |
|
|
|
н |
|
|
|
|
|
|
|
||||
где |
Ка – вспомогательный коэффициент, определяется по [2, с.19]; |
|
|||||||||||
|
|
для прямозубой передачи |
Ка |
|
= |
450 |
|
|
|||||
|
|
для косозубой передачи |
Ка |
|
= |
410 |
принимаем Ка = |
410 |
|||||
После вычисления межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного значения по ГОСТ 2185 – 66 [2, с.20]. Допускается округление в меньшую сторону, но не более 5%. Межосевое расстояние принимаем по тихоходной передачи. так как более нагруженная тихоходная ступень.
Таблица 12 – Межосевое расстояние зубчатой передачи
№ вар. |
Вал |
|
|
|
|
|
|
Параметры |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
T1, Н · м |
|
Кн |
U |
|
ζ нр |
|
а'w, мм |
|
аw, мм |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
4 |
быстрох. |
|
|
9,87 |
|
1,384 |
6,30 |
|
711,65 |
|
|
74,275 |
|
|
100 |
|
|
тихоход. |
|
|
60,29 |
|
1,326 |
5,00 |
|
929,75 |
|
|
95,605 |
|
|
100 |
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
Коэффициент рабочей ширины быстроходного вала определяется по формуле: |
|
|
|
||||||||||||||
ψ'ва = Ка³ · (U ± 1)³ · T1Б · КнБ/( а³w · UБ · ζ²нрБ), |
мм |
|
|
|
|
( |
16 |
) |
|||||||||
4-ый вариант |
ψ'ва |
= |
0,115 |
|
принимаем |
ψва = |
0,160 |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
1.4.5 Ширина зубчатого венца |
|
|
|
|
|
|
|
|||||
Ширина зубчатого венца определяется по формуле [2, с.20]: |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||
для колеса |
b'2 = ψва · аw, мм |
|
|
|
|
|
|
|
( |
17 |
) |
||||||
для шестерни |
b'1 = 1,12 · b'2, |
мм |
|
|
|
|
|
|
|
( |
18 |
) |
|||||
Полученные значения округляют до стандартных значений по ряду чисел Rа20, результаты записываем в таблицу 13.
Таблица 13 – Ширина зубчатого венца
№ вар. |
Вал |
|
Параметры |
|
|
|
b'2 |
b'1 |
|
b2 |
b1 |
||
|
|
|
||||
4 |
быстрох. |
16,00 |
17,92 |
|
16 |
18 |
тихоход. |
31,50 |
35,28 |
|
32 |
36 |
|
|
|
|||||
1.4.6 Модуль передачи
Из условия равно прочности зубьев по выкрашиванию и излому модуль передачи определяется по формуле [2, с.20]:
m' = Km · T1 · (U ± 1)/(аw · b2 · ζFр 1), |
мм |
|
( |
19 |
) |
где Кm – вспомогательный коэффициент модуля, определяется по [2, с.20]; |
|
|
|||
для прямозубой передачи |
Кm |
= 5750 |
|
|
|
для косозубой передачи |
Кm |
= 4500 |
принимаем Кm = 4500 |
|
|
По рекомендациям практики модуль следует соизмерять с полученным по формуле |
|
||||
m пр' = (0,016 … 0,0315) · аw, мм |
|
|
( |
20 |
) |
Расчетную величину модуля округляем до ближайщего стандартного значения по ГОСТ 9563 - 60.
Таблица 14 – Модуль передачи
№ вар. |
Вал |
|
|
Параметры |
|
|
||
m', мм |
m пр' = (0,016 … 0,0315) |
· аw |
m, мм |
|||||
|
|
|||||||
4 |
быстрох. |
0,230 |
1,60 |
|
3,15 |
|
1,50 |
|
тихоход. |
0,636 |
1,60 |
|
3,15 |
|
1,75 |
||
|
|
|
||||||
1.4.7 Угол наклона зубьев
Угол наклона зубьев определяется по формуле [2, с.20]:
βmin = arcsin(4 · m/b2), |
град |
( 21 ) |
Для косозубых передач рекомендуется β = 8 … 200, если не выполняется это условие
то принимаем прямозубые колеса с β = 00. Результаты записываем в таблицу 15. Определяем суммарное число зубьев по формуле [2, с.20]:
z'∑ = z2 ± z1 = (2 · aw · cosβmin)/m, |
( 22 ) |
Уточняем z'∑ до целого цисла в меньшую сторону, результат записываем в таблицу 15. Определяем фактическое значение угла β по формуле [2, с.21]:
β = arccos(0,5 · z'∑ · m/aw), |
град |
( 23 ) |
Результат записываем в таблицу 15.
Таблица 15 – Угол наклона зубьев
№ вар. |
Вал |
|
|
|
Параметры |
|
|
|
|
β |
min |
, 0 |
z' |
|
z |
∑ |
β, 0 |
||
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
∑ |
|
|
|
||
4 |
быстрох. |
22,024 |
123,60 |
|
124 |
21,5652 |
|||
тихоход. |
12,636 |
111,52 |
|
111 |
13,7722 |
||||
|
|
||||||||
1.4.8 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни и колеса определяются по формуле [2, с.21]:
z'1 = z∑/(U ± 1), |
( 24 ) |
Полученное значение z'1 сравниваем с минимальным значением zmin и, исходя из этого назначают z1 , результат записывают в таблицу 16.
|
zmin = 17 · cos3β, |
|
|
|
( 25 ) |
|
|
z2 = z∑ - z'1, |
|
|
|
( 26 ) |
|
|
|
|
|
|
Таблица 16 – Число зубьев колес |
|
|
|
|
|
|
|
|
№ вар. |
Вал |
|
|
Параметры |
|
|
|
z’1 |
zmin |
z1 |
z2 |
||
|
|
|
||||
4 |
быстрох. |
|
16,986 |
13,67 |
17 |
107 |
тихоход. |
|
18,500 |
15,58 |
19 |
92 |
|
|
|
|||||
1.4.9 Фактическое передаточное число ступени
Фактическое передаточное число определяется по формуле [2, с.21]:
Uф |
= U |
· U , |
( 27 ) |
ред |
б |
т |
|
где Uб – передаточное число быстроходной ступени, Uб = z2/z1; Uт – передаточное число тихоходной ступени, Uт = z2/z1;
Определяем погрешность передаточного отношения по формуле:
ΔU = [(Uфред - Uред) · 100%]/ Uред ≤ 4 %, |
( 28 ) |
Полученные результаты записываем в таблицу 17.
Таблица 17 – Фактическое передаточное число и ее погрешность
№ вар. |
Вал |
|
|
Параметры |
|
||
Uб |
Uт |
|
Uфред |
ΔU, % |
|||
|
|
|
|||||
4 |
быстрох. |
6,294 |
- |
|
30,48 |
-3,25 |
|
тихоход. |
- |
4,842 |
|||||
|
|
|
|||||
Погрешность не выходит за пределы допустимой величины 5 %.
1.5 Предварительный расчет диаметров валов
Предварительный диаметр выходных концов валов определяется по формуле [5, с.112], полученные результаты округляются до ближайших стандартных записываем в таблицу 18:
|
|
|
|
|
|
|
|
d' ≥ 3√T/(0,2 · [η]) , |
мм |
|
|
( 29 ) |
|||
где |
Т - крутяший момент на валу; |
|
|
|
|||
|
[η] – допускаемое напряжение при кручении; |
|
|
||||
|
|
для быстроходного вала [η] = 12 МПа; |
|
|
|||
|
|
для промежуточного вала [η] = 15 МПа; |
|
|
|||
|
|
для тихоходного вала [η] = 20 МПа. |
|
|
|||
|
|
|
|
|
Таблица 18 – Диаметры валов |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
№ вар. |
Вал |
|
|
вал |
|
|
|
дв. |
1 |
2 |
3 |
р.о. |
|||
|
|
||||||
4 |
d', мм |
- |
16,019 |
27,188 |
38,815 |
58,480 |
|
d, мм |
22 |
16 |
30 |
40 |
60 |
||
|
|||||||
1.6 Расчет цепной передачи
Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи. Цепные передачи включают натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения.
Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или «гибкость» цепи.
Цепные передачи применяют:
а) при средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес, не вызываемых необходимостью получения нужного передаточного отношения;
б) при жестких требованиях к габаритам; в) при необходимости работы без проскальзывания.
Достоинства:
1)возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний;
2)меньшие, чем у ременных передач, габариты;
3)отсутствие скольжения;
4)высокий КПД;
5)малые силы, действующие на валы, т. к. нет необходимости в большом начальном натяжении;
6)возможность легкой замены цепи;
7)возможность передачи движения нескольким звездочкам.
Недостатки:
1)они работают в условиях отсутствия жидкостного трения в шарнирах и, следовательно, с неизбежным их износом, существенным при плохом смазывании и попадании пыли и грязи; износ шарниров приводит к увеличению длины цепи
ишага звеньев, что вызывает необходимость применения натяжных устройств;
2)они требуют более высокой точности установки валов, чем ременные передачи,
иболее сложного ухода — смазывания, регулировки;
3)передачи требуют установки в картерах;
4)скорость движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек, не постоянна, что вызывает колебания передаточного отношения.
Рисунок 2 - Геометрические и силовые параметры цепной передачи
Таблица 19 – Значения полученные в проетировочном расчете
№ вар. |
|
|
Параметры |
|
|
||
Uпер |
T1, Н·м |
T2, Н·м |
n1, 1/мин |
n2, 1/мин |
Р1, Вт |
||
|
|||||||
4 |
3,60 |
292,40 |
1000,00 |
22,22 |
6,17 |
0,51 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1.6.1 Предварительное число зубьев звездочек
Если по габаритам передачи ограничения отсутствуют, то предварительно числа зубьев звездочек определяется по формуле [4, с.5]. С уменьшением числа зубьев возрастают неравномерность скорости движения цепи и скорость удара цепи о звездочку.
z'1 min = 29 – 2 · Uпер ≥ 13, |
( |
30 |
) |
z'2 = UI · z'1 min, |
( |
31 |
) |
Округляем числа зубьев звездочек, рекомендуется выбирать нечетное z1, что в соче-
тание с четным числом звеньев W цепи способствует равномерному износу, полученные результаты записываем в таблицу 20.
Определяем передаточное число U = z2/z1.
Таблица 20 – Числа зубьев звездочек цепной передачи
№ вар. |
|
|
Параметры |
|
|
||
Uпер |
z'1 min |
z'2 |
z1 |
z2 |
U |
||
|
|||||||
4 |
3,60 |
21,80 |
78,48 |
22 |
78 |
3,55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1.6.2 Шаг приводной роликовой цепи
Шаг роликовой цепи определяется по формуле [1, с.92]:
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Р' = 2,8 · 3√(T |
· K |
)/(z |
1 |
· [p] |
0 |
· m |
) , |
|
( |
32 |
) |
|
1 |
э |
|
|
p |
|
|
|
|
|
|||
где Кэ –коэффициент, учитывающий конкретные условия монтажа и эксплуатации |
||||||||||||
цепной передачи, определяется по формуле [1, с.92]: |
|
|
|
|||||||||
Кэ = k1 · k2 · k3 · k4 · k5 · k6, |
|
|
|
|
( |
33 |
) |
|||||
где k1 – коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки, k1 = 1; k2 – коэффициент, учитывающий влияния межосевого расстояния, k2 = 1;
k3 – коэффициент, учитывающий угол наклона передачи к горизонту, k3 = 1; k4 – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения, k4 = 1,25; k5 – коэффициент, учитывающий влияние смазывания передачи, k5 = 1,2;
k6 – коэффициент, учитывающий сменность работы, k6 = 1;
Кэ = 1 · 1 · 1 · 1,25 · 1,2 · 1 = 1,5;
[p]0 – допускаемое давление в шарнирах, [p]0 = 35 МПа; mp – коэффициент рядности цепи.
для 1-го ряда цепи |
mp = 1 |
для 2-х рядов цепи |
mp = 1,7 |
для 3-х рядов цепи |
mp = 2,5 |
Полученное значение шага цепи Р' округляет до ближайшего стандартного по ГОСТ 13552 – 81.
По мере износа цепи ее шарниры поднимаются по профилю зуба звездочки от ножки к вершине, что приводит в конечном счете к нарушению зацепления. При этом предельно допустимое увеличение шага цепи тем меньше, чем больше число зубьев звездочки.
Шаг цепи принят за основной параметр ценной передачи. Цепи с большим шагом имеют большую несущую способность, но допускают значительно меньшие частоты вращения, они работают с большими динамическими нагрузками и шумом.
Таблица 21 – Шаг приводной роликовой цепи
|
|
|
варианты рядности цепи |
|
|
||
№ вар. |
mp = 1 |
mp = 1,7 |
|
mp = 2,5 |
|||
|
Р', мм |
Р, мм |
Р', мм |
Р, мм |
|
Р', мм |
Р, мм |
4 |
23,210 |
25,400 |
19,448 |
19,050 |
|
17,102 |
15,875 |
|
|
|
|
|
|
|
|
1.6.3 Число зубьев звездочек
После округления Р производят пересчет z1 который определяется по формуле:
z' = (22 · Т |
1 |
· К |
)/(Р3 |
· [р] |
0 |
· m |
) ≥ z |
1 min |
, |
( |
34 |
) |
1 |
э |
|
|
р |
|
|
|
|
|
|||
z1 min = 9 + 0,2 · Р, |
|
|
|
|
|
|
( |
35 |
) |
|||
z2 = z1 · U, |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
( |
36 |
) |
Производим уточнения передаточного отношения с учетом округлений z2 и z1, по-
лученные результаты записываем в таблицу 22.
Таблица 22 – Округленные значения чисел зубьев цепной передачи
№ вар. |
|
|
вариант рядности цепи mp = 1 |
|
|
|||
Р, мм |
z’1 |
|
z1 min |
z1 |
|
z2 |
U |
|
|
|
|
||||||
4 |
25,400 |
16,82 |
|
14,08 |
16 |
|
57 |
3,55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Прод. Таблицы 22 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
№ вар. |
|
вариант рядности цепи mp = 1,7 |
|
|
|
|
|||
Р, мм |
z’1 |
z1 min |
z1 |
|
z2 |
|
U |
|
|
|
|
|
|
||||||
4 |
19,050 |
23,46 |
12,81 |
23 |
|
82 |
|
3,55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Прод. Таблицы 22 |
||
|
|
|
|
|
|
|
|||
№ вар. |
|
вариант рядности цепи mp = 2,5 |
|
|
|
|
|||
Р, мм |
z’1 |
z1 min |
z1 |
|
z2 |
|
U |
|
|
|
|
|
|
||||||
4 |
15,875 |
27,56 |
12,18 |
27 |
|
96 |
|
3,55 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1.6.4 Геометрические параметры цепной передачи
Делительный диаметр звездочек цепи определяется по формуле [1, с.95], результаты записываются в таблицу 23.
dд = Р/sin(1800/z), мм |
( 37 ) |
Диаметр вершин зубьев определяется по формуле [1, с.95]:
De = Р · [0,5 + ctg(1800/z)], мм |
( 38 ) |
Потребное число звеньев цепи определяется по формуле [1, с.95]:
W' = 2 · ap + 0,5 · z∑ + ∆2/ap |
( 39 ) |
где ap – межосевое расстояние, выраженное в шагах ap = 40; z∑ - суммарное число зубьев звездочек;
∆2 – погрешность, определяется по формуле
∆2 = [(z2 – z1)/(2 · π]2, |
( 40 ) |
Число звеньев цепи W' округляется до ближайшего целого (предпочтительно чет - ного) числа.
Длина цепи в метрах определяется по формуле [1, с.95], результаты записываем в таблицу 24.
L = 10-3 · W · P, м |
( 41 ) |
Межосевое расстояние определяется по формуле [1, с.95], результаты записываем в таблицу 29.
|
|
|
|
а' = 0,25 · Р · [W – 0,5 · z∑ + √(W – 0,5 · z∑)2 – 8 · ∆2] , мм |
( 42 ) |
||