Іv. Расчет сил в зубчатой конической передаче с круговыми зубьями.

Окружная сила на среднем делительном диаметре:

F_t = 2*10³*T₁/d_m1 = 2 * 10³ * 39,1 / 38,9 = 2010 Н

Радиальная сила на шестерне F_r1 и осевая на колесе F_a2 равны, но направлены в противоположные стороны.

F_r1 = F_a2 = F_t*_r

_r = 0,44*cos₁–0,7*sin₁ = 0,44cos16,2–0,7sin16,2 = 0,227

F_r1 = F_a2 = 2010 * 0,227 = 456,27 Н

Аналогично осевая сила на шестерне F_a1 и радиальная на колесе F_r2 равны, но противоположны по направлению.

F_r2 = F_a1 = F_t*_а

_r = 0,44*sin₁+0,7*cos₁ = 0,44sin16,2+0,7cos16,2 = 0,8

F_r2 = F_a1 = 2010 * 0,8 = 1608 Н

Примечание: окружная сила для шестерни направлена противоположно вращению, а для колеса совпадает с направлением вращения.

V. Проверочный расчет зубчатой конической передачи с круговыми зубьями.

1. Определяем коэффициенты нагрузки.

K_H = K_H*K_H*K_Hv

K_F = K_F*K_F*K_Fv

K_H и K_F коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями. Для непрямых зубьев K_H = 1,05 K_F = 1,15.

K_Hv, K_Fv коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении.

K_Hv = K_Fv = 1

K_H = 1 K_F = 1

K_H = 1,05 * 1 * 1 = 1,05

K_F = 1,15 * 1 * 1 = 1,15

2. Проверка на сопротивление усталости по контактным напряжениям.

_H = Z_m*Z_H*Z_*( F_t*K_H*u²+1)/(_H*b*d_m1*u)  [_H]

Z_m – коэффициент, учитывающий механические свойства материала. Для стали 192 МПа^1/2.

Z_H – коэффициент, учитывающий форму, сопряженных поверхностей.

При  = 35 Z_H = 2,29

Z_ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для передач с прямыми зубьями.

Z_ =  1/(0,95*_), где _ - коэффициент торцевого перекрытия

Для конических передач

_ = [ 1,88 – 3,2*(1/Z_v1 + 1/Z_v2)]* cos _m = [1,88-3,2*(1/30+1/309)]*cos 35 = 1,78

Z_ = 1/(0,95*1,78) = 0,77

_H = 1,05 d_m1 = 38,9 мм u = 3,44 b = 23,2 F_t = 2010 H K_H = 1,05

_H =192*2,29*0,77*(2010*1,05*(3,44)²+1)/(1,05*23,2*38,9*3,44) = 515,6 МПа < 670,13 МПа

3. 1 Проверка на сопротивление усталости по изгибу.

Условие прочности для шестерни.

_F1 = Y_F1*Y_*Y_*F_t*K_F/(_F*b*m_nm)  [_F1]

Y_ - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y_ - коэффициент, учитывающий наклон линии зуба

Для непрямых зубьев Y_ = 1/(0,95*_)= 0,59

Y_ = 1-(/140)= 1-(35/140)=0,75

Y_F1 = 3,54 _F = 0,99 F_t = 2010 H K_F = 1,15 b = 23,2 m_nm = 2

_F1=3,54*0,59*0,75*2010*1,15/(0,99*23,2*2)=78,8 МПа < 308,8 Мпа

3.2 Условие прочности для колеса

Y_F1, Y_F2 – коэффициенты формы зуба колеса

_F2 = _F1 * Y_F2/ Y_F1 = 78,8*3,63/3,54= 80,8 МПа < 293,88 МПа

Расчет клиновой ременной передачи.

Дано:

P = 5,71 кВт;

n = 420,4 мин^-1;

Т = 129,7 Н*м;

u = 1.

1. Выбор сечения ремня в зависимости от крутящего момента

- " А "

2. Характеристики ремня:

А = 81; h = 8; L = 560…4000 м; v<25 м/с; b₀ = 13; b_р = 11

3. Диаметр ведущего шкива

с = 40

d₁ = c * ³ Т = 40 * ³129,7 = 199,5 мм => d₁ = 200 мм

4. Диаметр ведомого шкива

 = 0,01

d₂ = d₁ * u * ( 1 - ) = 200 * 1 * 0,99 = 198 мм => d₂ = 200 мм

5. Скорость ремня

v =  * d₁ * n₁ / (6*10⁴) = 3,14 * 200 * 420,4/(6*10⁴) = 4,4 м/с

6. Окружная сила

F_t = 10³ * P/ v = 10³ * 5,71 / 4,4 = 1297,7 Н

7. Межцентровое расстояние

а = 1,5 * d₂ / ³u = 1,5 * 200/³1 = 300 мм

8. Определение длины ремня по межцентровому расстоянию

L = 2a + *(d₁ + d₂)/2 + (d₂ –d₁)²/4a = 2*300 + 3,14*(200+200)/2 +(200-200)²/4*300 = 1228 мм => L = 1250 мм

9. Уточняем межцентровое расстояние

a = ( +( ²- 8²))/4

 = (d₂-d₁)/2 = (200 –200)/2 = 0

 = L - *d_ср = 1250 – 200*3,14 = 622

d_ср = (d₂+d₁)/2 = (200+200)/2 = 200

a = (622 + 622)/4 = 311 мм

10. Наименьшее необходимое межцентровое расстояние для монтажа ремня

a_min = a – 0,01*L = 311 – 0,01*1250 = 298,5 мм

11. Наибольшее межцентровое расстояние необходимое для компенсации вытяжки

ремня

a_max = a + 0,025 * L = 311 + 1250*0,025 = 342,25 мм

12. Угол обхвата ремня на малом шкиве

₁ = 2*arccos ((d₂ - d₁)/2) = 2*arccos((200-200)/2)= 180

13. Определение коэффициентов

коэффициент угла обхвата с_ = 1;

коэффициент режима работы с_р = 0,9

14. Частота пробегов ремня

i = 10³* v / L = 10³ * 4,4 / 1250 = 3,52

15. Эквивалентный диаметр ведущего шкива

т.к. u = 1 => K_u = 1

d_e = d₁ * K_u = 200 * 1 = 200 мм

16. Приведенное полезное напряжение

[_F0] = 5,55/i^0,09 – 6* b_p^1,57/d_e –10^-3 * v² = 3,64 МПа

17. Допускаемое полезное напряжение

[_F] = [_F0] * с_ * с_р = 3,64 * 0,9 * 1 = 3,28 МПа

18. Необходимое число клиновых ремней

Z’ = F_t/( [_F] * A₁) = 1297,7/(3,28*81) = 4,88

19. Окончательное число клиновых ремней

Z  Z’ / c_r = 4,88 / 0,95 = 4,99 => Z = 5

20. Коэффициент режима при односменной работе

c_p’ = 1

21. Рабочий коэффициент тяж.

 = 0,67 * с_ * c_p’ = 0,67 * 1 * 1 = 0,67

22. Коэффициент

m = 1+ / (1-) = 1 + 0,67 / (1 - 0,67) = 5

23. Площадь сечения ремней

А = А₁ * z = 81 * 5 = 405 мм

24. Натяжение от центробежных сил

 = 1,25 г/см³

F_ц= 10^-3 *  * А * v² = 10^-3 * 1,25 * 405 * (4,4)² = 9,8 Н

25. Натяжение ветвей при работе

F₁ = F_t * m/(m-1) + F_ц = 1297,7 * 5 / 4 + 9,8 = 1631,9 Н

F₂ = F_t /(m-1) + F_ц = 1297,7 / 4 + 9,8 = 334,2 Н

26. Натяжение ветвей в покое

F₀ = 0,5 * ( F₁ + F₂) – 0,2 * F_ц = 0,5*( 1631,9 + 334,2) – 0,2 * 9,8 = 981,1 Н

27. Силы, действующие на валы в передачи

а) при работе

F_p =  F₁² + F₂² – 2*F₁ * F₂ * cos (180 - ₁) – 2 * F_ц* sin (₁/2)

F_p = (1631,9)²+(334,2)²–2*1631,9*334,2*cos0-2*9,8*sin 90 = 1278,1 Н

б) в покое

F_p = 2 * F₀ * sin (₁/2) = 2 * 981,1 * sin 90 = 1962,2 Н

28. Размеры профиля канавок на шкивах (по таблице)

b = 3,3

29. Наружный диаметр шкивов

d_e1(2) = d₁₍₂₎ + 2 * b = 200 + 2 * 3,3 = 206,6 мм

30. Внутренний диаметр шкивов

d_f1(2) = d_e1(2) – 2 * H = 206,6 – 2 * 12, 5 = 181,6 мм

31. Ширина шкива

М = 2 * f + (z-1)*e = 2 * 10 + (5-1) * 15 = 80 мм

Документ скачан с сайта http://www.sscdimon.nm.ru/obuch Официальным раздаточным материалом не является. Если у Вас есть свой материал, намыльте его сюда: sscdimon@mail.ru