- •Самарский государственный университет путей сообщения
- •Оглавление
- •3.5. Расчёт планетарной передачи. Привод шуруповёрта шв-2м 51
- •1.1. Условия работы и требования к приводам
- •Такие условия эксплуатации неизбежно порождают серьёзные проблемы в работе приводов транспортных машин:
- •Широкие диапазоны нагрузок, скоростей и вообще всех параметров;
- •1.2. Классификация и особенности конструкции
- •2. Методика выбора оптимальных параметров привода
- •3. Расчёт и проектирование зубчатых передач
- •3.1. Особенности конструкции зубчатых передач
- •3.2. Материалы и общие принципы расчёта зубчатых передач
- •3.3. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •3.4. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •По результатам расчёта выполняются рабочие чертежи (рис. 3.9).
- •3.5. Расчёт планетарной передачи. Привод шуруповёрта шв-2м
- •3.6. Расчёт волнового редуктора. Привод шлагбаума ша-8n
- •3.7. Расчёт закрытой конической передачи.
- •3.8. Расчёт червячной передачи. Механизм подъёма пути
- •3.9. Тепловой расчёт червячного редуктора. Привод лебёдки передвижения пакетов пути моторной платформы мпд
- •4. Расчёт и проектирование фрикционных,
- •4.1. Расчёт фрикционных передач
- •4.2. Расчёт ременных передач. Приводы вагонных
- •4.3. Расчёт зубчатоременных передач
- •4.4. Натяжные устройства ременных передач
- •4.5. Расчёт цепной передачи.
- •Контактные давления, соответствующие выбранным шагам цепи:
- •Проверяем цепь по допускаемой частоте вращения
- •– Диаметры делительных окружностей:
- •– Диаметры окружностей выступов:
- •5. Расчёт валов. Ведущий вал мультипликатора тркп
- •6. Расчёт и проектирование опор валов
- •6.1. Расчёт и выбор подшипников скольжения
- •6.2. Расчёт и выбор подшипников качения. Осевые подшипники привода euk
- •6.3. Особенности проектирования подшипниковых узлов
- •7. Расчёт и выбор муфт. Муфта привода рабочих механизмов
- •8. Расчёт ходовых винтов. Железнодорожный винтовой
- •9. Конструирование корпусов редукторов,
- •Для расчёта основных параметров типовых элементов корпуса необходимо знать: − межосевое расстояние или внешнее конусное расстояние (aw, Re);
- •10. Системы смазывания деталей приводов
- •11. Расчёт соединений деталей приводов
- •11.1. Расчёт сварного соединения. Уголковый кронштейн
- •11.2. Расчёт резьбовых крепёжных соединений,
- •11.3. Расчёт соединения с натягом. Посадка колеса на ось колёсной пары локомотива
- •Вычисляем коэффициенты радиусов
- •Определяем минимальный расчётный натяг
- •11.4. Расчёт шпоночных соединений
- •11.5. Расчёт шлицевого соединения. Хвостовик первичного вала
- •11.6. Расчёт штифтовых соединений
- •Проектированиеприводов машин и механизмов транспортной техники
- •443022, Г. Самара, Заводское шоссе, 18
4. Расчёт и проектирование фрикционных,
ременных и цепных передач
4.1. Расчёт фрикционных передач
Фрикционными называют передачи, в которых силовое взаимодействие жёстких звеньев осуществляется за счёт сил трения (рис. 4.1). Их применяют для передачи движения между валами с параллельными и пересекающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное или винтовое.
Рис. 4.1. Схемы фрикционных передач |
Фрикционные передачи с постоянным передаточным отношением применяются в кинематических цепях, где требуется плавность движения, бесшумность работы, безударное включение на ходу. В силовых передачах они не могут конкурировать с зубчатыми колёсами.
Рассчитаем основные размеры фрикционной открытой конической передачи и её нагрузки на валы [1, 8, 12]. Передаваемая мощность N1 = 5 кВт, частота вращения ведущего вала n1 = 1440 об/мин, ведомого n2 = 480 об/мин. Срок службы передачи L = 103 часов работы. Валы перпендикулярны.
Примем материал катков – сталь ШХ15: E = 2,15·105 МПа; твёрдость НВ200; HRC62...65; предел контактной выносливости σНlim = 1050 МПа; коэффициент контактной безопасности SН1 = 1,2. Возможно также применение сталей 18ХГТ или 38Х2МЮА, чугунов СЧ и текстолитов (табл. 3.1).
Расчёт выполняется в следующем порядке.
Находим базовое число циклов контактных напряжений NHO (см. разд. 3.2), для катков из одного материала NHO = 30 НВ2,4 = 30·2002,4 = 9,99∙106 циклов.
Находим фактическое число циклов напряжений: при частоте ведущего катка 1440 об/мин за 103 часов работы NHE = n1∙60∙L = 1440∙60∙1000 = 8,64∙107 циклов.
Рассчитываем коэффициент долговечности по контактным напряжениям (разд. 3.2). Поскольку NHE > NHO, то считаем по формуле KHL = (NHO/NHE)1/20, но не менее 0,75. KHL = (0,999·107/8,64∙107)1/20 = 0,8.
Вычисляем допускаемые контактные напряжения
[σН] = (σНlim/SH)·KHL = (1050/1,2)·0,8 = 700 МПа.
Находим передаточное отношение U = n1/n2 = 1440/480 = 3. Здесь и далее индексы 1 и 2 соответствуют ведущему и ведомому каткам.
Угловая скорость на ведущем валу ω1 = π n1/30 = π 1440/30 = 150,71 с−1.
Момент на ведущем валу M1 = 1000N1/ω1 = 1000·5/150,7 ≈ 33 Нм.
Коэффициент ширины катка по диаметру Ψbd = b/d = 0,2...0,6 для открытых передач, для точных закрытых передач Ψbd = 0,8...1,2. Для нашего случая примем коэффициент ширины катков Ψbd = b/d = 0,5.
Запас сцепления K для силовых передач равен 1,25 … 1,5, а для передач в приборах 3…5. Передача – силовая, поэтому принимаем K = 1,5.
Приведённый модуль упругости катков EПР = E1 = E2 = 2,15·105 Н/мм2.
Коэффициент трения f = 0,04...0,05 для пары катков из стали при работе в масле; f = 0,1...0,2 для той же стальной пары при работе всухую; f = 0,2...0,25 для пары сталь-текстолит или чугун-текстолит при работе всухую; f = 0,35...0,45 для фрикционных пластмасс по стали. Принимаем f = 0,2.
Рассчитываем передачу по условию контактной прочности, поскольку выход катков из строя происходит по причине их изнашивания, которое пропорционально контактным напряжениям и коэффициенту трения
σН = 0,418 (q Епр / ρпр )0,5 ≤ [σН],
где q – погонная нагрузка, Епр= 2Е1Е2/(Е1+Е2) – приведённый модуль упругости для материалов катков; ρпр= ρ1ρ2/(ρ1+ρ2) – приведённый радиус кривизны поверхностей катков в точке контакта (для конических − средние радиусы катков).
Из условия контактной прочности определяем средний диаметр ведущего катка
Примечание. Для цилиндрических фрикционных передач при проектном расчёте в качестве первого расчётного параметра принимают межосевое расстояние:
Рассчитываем размеры катков:
− средний диаметр ведомого катка d2ср = U · d1ср = 3 · 70 = 210 мм;
− ширина катков b = Ψbd d1ср = 0,5 · 70 = 35 мм;
− конусное расстояние L ≈ d1ср[(U2+1)0,5+Ψbd]/2 = 70[(32+1)0,5+0,5]/2 = 128 мм;
− половина угла конусности ведущего катка α1 = arctg (1/ U) = 18°25';
− наружные диаметры катков d1 = 2L sinα1 = 2 · 128 · sin18°25' = 80 мм;
d2 = d1· U= 80 ·3 = 240 мм.
Необходимое усилие прижатия катков (по нормали к контактной линии) Fn = 2 T1 · К / ( f · d1ср) = 2 · 33 · 1,5 / (0,2 · 0,07) ≈ 7000 Н.
Осевая нагрузка: на ведущий вал F1 = Fn sin α1 = 7000 sin 18°25' = 2200 H;
на ведомый вал F2 = Fn sin α1 = 7000 sin 18°25' = 6640 H.
По полученным размерам выполняется чертеж катков конической фрикционной передачи (рис. 4.2).
Рис. 4.2. Рабочий чертёж конического фрикционного катка |
В малонагруженных механизмах могут применяться фрикционные колёса из текстолита со стальной ступицей. Такой каток представляет собой сборочную единицу (рис. 4.3).
Рис. 4.3. Образец сборочного чертёжа составного фрикционного катка |