3595

11

Задание 4. Рассчитать среднюю скорость цепи V, м/с:

V z pö n

60000

Задание 5. Определить расчетную мощность Рр, кВт для проектируемой цепной передачи по формуле:

PP P Ký KZ Kn PP

где Р –передаваемая мощность цепи, кВт;

Кэ = КДКаКнКрегКсКреж – коэффициент эксплуатации; Кz = z01/z1 – коэффициент числа зубьев;

Кn = n01/n1 – коэффициент частоты вращения;

z01 = 25 – стандартное значение числа зубьев меньшей звездочки; z1 – число зубьев ведущей звездочки;

n01 – ближайшая к расчетной частота вращения ведущей звездочки из ряда: 50, 200, 400, 600, 800, 1000, 1200, 1600 об/мин.;

n1 – частота вращения ведущей звездочки, об/мин.; КД – коэффициент динамической нагрузки (табл. 3.3); Ка – коэффициент межосевого расстояния (табл. 3.3);

Кн – коэффициент наклона передачи к горизонту из табл. 3.3; Крег – коэффициент способа регулировки натяжения (табл. 3.3); Кс – коэффициент смазки и загрязнения передачи (табл. 3.3); Креж – коэффициент работы передачи в течение суток (табл. 3.3)

12

Задание 6. Найти длину цепи L, мм, которая представляет собой произведение длины цепи, выраженной в шагах или числом звеньев цепи Lр, и шага цепи рц, мм:

Задание 7. Рассчитать уточненное межосевое расстояние передачи:

Для обеспечения провисания цепи уменьшить значение межосевого расстояния на величину: ∆а = 0,003а.

Задание 8. Вычислить делительные диаметры ведущей звездочки d1, мм, и ведомой звездочки d2, мм, по формулам:

d1 = рц/sin(180°/z1); d2 = рц/sin(180°/z2)

Задание 9. Вычислить наружные диаметры звездочек:

Задание 10. Проверить цепь по числу ударов в секунду u, 1/сек, которое для обеспечения долговечности цепи не должно превышать допускаемого [u], 1/сек (из табл. 3.2):

u 4 z1 n1 u 60 LP

Задание 11. Определить окружное усилие Ft, Н по формуле:

F 1000 PP .

t V

Нерационально применять цепные передачи при резких колебаниях нагрузки, так как при этом остаточные деформации цепи (увеличение ее шага по сравнению с шагом зубьев звездочек) и значительный износ шарниров возникают уже при кратковременной ее эксплуатации.

13

ТЕМА № 4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Зубчатая передача состоит из двух колес с зубьями, посредством которых они сцепляются между собой. Меньшее из пары зубчатых колес называется шестерней, а большее - колесом.

Закрытые зубчатые передачи рассчитывают на прочность рабочих поверхностей зубьев по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба.

Расчет по контактным напряжениям должен обеспечить отсутствие усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Расчет по напряжениям изгиба выполняют для того, чтобы исключить поломку зубьев.

Задание 1. Выбрать материал зубчатых цилиндрических колес, твердость НВ и вид термической обработки ТО (табл. 4.1): σт, МПа – предел текучести материала колес; σВ, МПа – предел прочности материала колес; [σ]Нlim, МПа – предел контактной выносливости; [σ]Flim, МПа – предел выносливости по изгибу; (1) – для шестерни; (2) – для колеса.

– предел контактной выносливости для шестерни и для колеса по формулам из табл. 4.1, МПа; ZN – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения числа циклов к ресурсу передачи в числах циклов перемен напряжений, принять равным 1,0; ZR – коэффициент влияния шероховатости, принять равным 0,95; ZV – коэффициент окружной скорости (принять равным 1,08); SH – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,5

– для улучшения; 1,8 – для цементации и закалки.

Задание 3. Рассчитать допускаемые напряжения по изгибу для шестерни [σ]F1, МПа и для колеса [σ]F2, МПа по формуле:

14

F F lim YN YR YA ,

SF

где [σ]Flim – предел выносливости по изгибу для шестерни и для колес определяется по формулам из табл. 4.1, МПа; YN – коэффициент долговечности рассчитывается из отношения числа циклов к ресурсу передачи, принять равным 1,0; YR – коэффициент влияния шероховатости, принять равным 1,0; YА – коэффициент влияния двустороннего приложения нагрузки, принять равным 1,0; SF – коэффициент запаса прочности, принять равным 1,7.

Задание 4. Вычислить межосевое расстояние согласно данным своего варианта из табл. 4.2: Т1, Нм – вращающий момент на шестерне; n1, об/мин – частота вращения шестерни; u – передаточное число зубчатой передачи; Lh, час – время работы передачи (ресурс).

Таблица 4.2

где Ка = 410 МПа1/3 – коэффициент для косозубых передач; [σН] – меньшее из допускаемых контактных напряжений, МПа;

ψва – коэффициент ширины выбирается из стандартного ряда в зависимости от расположения колес относительно опор, принять равным 0,315; КН = КHβКHvКHα – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность рассчитывается как произведение коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки КНβ (принять равным 1,05), коэффициента, учитывающего внутреннюю динамику нагрузки КНv (принять равным 1,06), и коэффициента распределения нагрузки между зубьями КНα (при-

нять равным 1,35).

Округлить полученное значение межосевого расстояния до ближайше-

го большего стандартного числа: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315 мм.

Задание 5. Найти предварительные значения размеров колеса:

15

- ширина колеса - b2 = ψвааw, мм, полученное значение ширины колеса округлить до ближайшего из стандартного ряда: 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140.

Задание 6. Вычислить модуль зацепления m, мм, по формуле:

m 2 Km TE 2 , d2 b2 F

где Кm= 5,8 – коэффициент для косозубых колес;

[σF] – меньшее из допускаемых напряжений по изгибу, МПа;

ТЕ2 ≈ Т2 = Т1uη – эквивалентный момент на колесе, принять приближенно равным вращающемуся моменту на колесе, Нм,

η – коэффициент полезного действия, принять равным 0,96-0,98.

Округлить полученное значение модуля передачи в большую сторону до стандартной величины из ряда чисел (ряд 1 предпочтительнее ряда 2):

наклона зубьев косозубых колес, град.

Задание 8. Найти число зубьев шестерни z1 и число зубьев колеса z2:

Задание 9. Определить диаметры шестерни и колеса:

- делительный диаметр шестерни – d1 z1m , мм;

cos

- делительный диаметр колеса – d2 2 aw d1 , мм; - диаметр вершин зубьев - da d 2 m , мм;

- диаметр впадин зубьев - d f d 1, 25 m , мм.

16

Задание 10. Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям. Расчетное контактное напряжение в зубьях колеса σΗ2, МПа:

где zσ = 8400 МПа1/2 – коэффициент для косозубых передач; аw – межосевое расстояние, мм; КН – коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность; Т1 – вращающий момент на шестерне, Нм; b2 – ширина колеса, мм; uф = z2/z1 – фактическое передаточное число.

Задание 11. Вычислить силы в зацеплении:

Задание 12. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса σF2, МПа:

F 2 ( KF Ft ) YF S 2 Y 2 Y 2 F 2 , b2m

где КF – коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба; m

– модуль передачи, мм; YFS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба вы-

Расчетной является такая постоянная нагрузка, передаваемая без динамических воздействий на зубья при условии равномерного распределения усилий по их длине.

17

ТЕМА № 5. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Червячная передача состоит из червяка и червячного колеса. Червяк представляет собой винт с трапецеидальной резьбой, а червячное колесо – зубчатое колесо с зубьями дуговой формы. Передача позволяет передавать движение между валами, геометрические оси которых перекрещиваются (как правило, под углом 900).

Задание 1. Выбрать материал червячного колеса и червяка (z1 – число заходов червяка, выбирается в зависимости от передаточного числа) из табл. 5.1 в зависимости от величины окружной скорости Vск, м/с, которую рассчитать по формуле:

где n2 – частота вращения червячного колеса из табл. 5.2, об/мин; u – передаточное число червячной передачи из табл. 5.2;

Т2 – вращающий момент на червячном колесе из табл. 5.2, Нм.

С увеличением числа заходов червяка возрастает угол подъема винтовой линии и, как следствие, повышается коэффициент полезного действия (КПД) передачи.

Задание 2. Вычислить допускаемые контактные напряжения согласно выбранной группе материалов оп данным табл. 5.3: σВ, МПа – предел прочности материала; σТ, МПа – предел текучести материала; [σН], МПа – допускаемое контактное напряжение; [σF], МПа – допускаемое напряжение по из-

18

гибу; Сυ – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала, выбирается в зависимости от величины скорости:

Задание 3. Найти межосевое расстояние червячной передачи аw, мм, по формуле:

где Ка = 610 – коэффициент для эвольвентных червяков; КНβ – коэффициент концентрации нагрузки, принять равным 1.

Округлить полученное значение межосевого расстояния в большую сторону до стандартного числа из ряда: 80, 100, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280 мм.

Задание 4. Вычислить основные параметры червячной передачи:

Полученное значение модуля округлить до ближайшего из ряда:

m, мм……….2,5; 3,15; 4; 5…………6,3; 8; 10; 12,5…………….16; q…………..8; 10; 12,5; 16; 20…...8; 10; 12,5; 14; 16; 20……8; 10; 12,5; 16;

19

- коэффициент диаметра червяка – q 2maw z2 ; - коэффициент смещения – x amw 0.5 z2 q ; - угол подъема линии витка червяка:

-диаметр впадин зубьев червячного колеса - d f 2 d1 2 m 1.2 x , мм;

-ширина венца колеса – , b2 a aw мм; a 0.355 при z1 = 1 или 2.

Задание 6. Найти расчетное контактное напряжение на зубьях червячного колеса (они имеют меньшую поверхностную и общую прочность) по формуле:

где zσ = 5350 – коэффициент для эвольвентных червяков; К – коэффициент нагрузки, принять равным 1;

Задание 7. Рассчитать коэффициент полезного действия (КПД) червячной передачи с учетом потерь в зацеплении, в опорах валов передачи, при разбрызгивании и перемешивании масла:

0.955 tg w , tg w p

где ρ – приведенный угол трения, принять равным 1°50'.

20

Задание 8. Вычислить силы в зацеплении:

- окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке –

где К – коэффициент нагрузки, принять равным 1;

YF2 - коэффициент формы зуба колеса выбирается в зависимости от

корпусов при естественном охлаждении;0,3 – коэффициент, учитывающий отвод тепла в металлическую

плиту или раму; А – площадь поверхности охлаждения корпуса, равная поверхности

всех его стенок, кроме поверхности дна, которой он крепится к раме или плите, выбирается в зависимости от величины межосевого расстояния, м2:

[tм]= 95-1000С - максимальная допустимая температура нагрева масла.