Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Уральский государственный педагогический университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Курсовой Д,М.doc

Скачиваний:

Добавлен:

08.11.2019

Размер:

1.35 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 12 / 72 3 4 5 6 7 > Следующая >>>

2.2 Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

НВ_1ср = = 285,5,

[σ]_но = 1,8 ·НВ_ср + 67, (27)

[σ]_но = 1,8·285,5+67 = 580,9 Н/мм²

[σ]_FO = 1,03·НВ_ср, (28)

[σ]_FO = 1,03·285,5 = 294,06 Н/мм²

N₁ = 573 ω₁L_h , (29)

N₁=573·27,60·25 ·10³ = 395370000

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_Н_L_1,K_Н_L₂

К_Н_L₁= , (30)

где N_HO- число циклов перемены напряжений

К_Н_L₁ = = 0,63 (31)

К_Н_L = 1

Определяем допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни:

[σ_н1] = 1·[σ_но] (32)

[σ_н1] = 580,9 H/мм²

[σ_н2] = 580,9 Н/мм²

[σ_н] = 0,45 · ([σ]_н1+[σ]_н2), (33)

[σ_н] = 0,45· (580,9+580,9) = 522,8 Н/мм²

К_FL₁ = , (34)

К_FL₁ = = 0,46

К_FL₂ = ,

К_FL₁ = = 0,46

К_FL₁ = 1

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]_FO₁и колеса[σ]_FO₂:

[σ]_FO₁= [σ]_FO₂, (35)

[σ]_F₁ = 1·294.06 = 294.06 Н/мм²

2.3 Расчет зубчатых передач редуктора

Закрытая косозубая цилиндрическая передача

Определяем главный параметр – межосевое расстояние a_w , мм:

a_w≥ К_а · (u + 1)· Кн_β, (36)

где К_а – вспомогательный коэффициент, К_а= 43;

ψ_а = в₂ / а_w

ψ_а -коэффициент ширины венца колеса, ψ_а = 0,36;

u – передаточное число редуктора или открытой передачи, u_оп = 4;

Т₂- вращающий момент на тихоходном валу, Т₂ = 420,38 Н∙м;

[σ]_н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, [σ]_н =252,81 Н/мм₂;

К_нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, К_нβ= 1

a_w≥ 43·(4+1) · ·1 =127,18= 130 мм

ψ_а = в₂ / а_w , (37)

в₂= ψ_а · а_w ,

в₂ = 0,36 ·130 = 48 мм;

Определяем модуль зацепления m, мм

m = , (38)

где К_m – вспомогательный коэффициент, К_m= 5,8;

d₂ = ,

d₂ - делительный диаметр колеса, мм;

в₂= ψ_а · а_w ,

в₂ - ширина венца колеса, мм;

[σ]_F– допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным

зубом, Н/мм²:

d₂= , (39)

d_2
=₌208мм;

m = = 1,66=2 мм

Определяем угол наклона зубьев β_min для косозубых передач:

β_min = arcsin , (40)

β_min = arcsin = 8⁰

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колес Z_Σ:

Z_Σ =Z₁+ Z₂ = , (41)

Z_Σ
==128

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

β = arcos , (42)

β = arcos = 10,06327;

Определяем число зубьев шестерни Z₁:

Z₁ = , (43)

Z₁= = 26;

Определяем число зубьев шестерни Z₂:

Z₂ = Z_Σ- Z_1,(44)

Z₂= 128 – 26 = 102

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение ∆u от заданного u:

u _ф = Z₂ / Z₁, (45)

u _ф= 102/26 = 3,92

∆u = ·100 ≤ 4%, (46)

∆u = ·100 = 2‹ 4%;

Отклонений нет. Расчет верный.

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Определяем делительный диаметр шестерни d₁, мм:

d₁= m·z₁/ cosβ, (47)

d₁ = 2·26/0,98 = 53,06 мм

Определяем делительный диаметр колеса d₂, мм:

d₂= m·z₂/ cosβ, (48)

d₂= 2 ·102/0,98 = 208,16 мм

Определяем диаметр вершины зубьев шестерни d_а1, мм:

d_а1= d₁+2m, (49)

d_а1= 53,06+2·2= 57,06 мм

Определяем диаметр вершин зубьев колеса d_а2, мм:

d_а2 = d₂ + 2·m, (50)

d_а2 = 208,16+2·2= 212,16 мм

Определяем диаметр впадин зубьев колеса d_f₁, мм:

d_f₁ = d₁ -2.4m, (51)

d_f₁ = 53,26-2,4·2 = 48,26 мм

Определяем диаметр впадин зубьев колеса d_f₂, мм:

d_f₂ = d₂ -2.4m, (52)

d_f₂ = 208,16 – 2,4·2 = 203,36 мм

Определяем ширину венца шестерни в₁, мм:

в₁ = в₂ + (2,0…4,0),

в₁ = 48+3,0 = 51 мм

Таблица 5 – Фактические основные геометрические параметры передачи

Параметр		шестерня	колесо
Диаметр, мм	Делительный	d₁=53,06	d₂= 208,16
	Вершин зубьев	d_а1 = 57,06	d_а2= 212,16
	Впадин зубьев	d_f1 = 48,26	d_f₂ = 203,36
Ширина венца, мм		В₁ = 51,00	В₂ = 48,00

Проверочный расчет

Проверяем межосевое расстояние а_w, мм:

а_w= (d₁ +d₂)/2, (54)

а_w= (53,06 + 208,16)/ 2 = 130мм

Проверяем контактное напряжение σ_н, Н/мм²:

σ_н = К· ·К_на·К_нβ·К_нύ ≤[σ]_н, (55)

где К – вспомогательный коэффициент, К = 376;

Кна – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

Кна= 1

υ = , (56)

υ = = 0,71 м/с

F_t – окружная сила в оцеплении, Н:

F_t = , (57)

F_t = = 4039,0 Н

К_нύ– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости и степени передачи, К_нύ= 1,01мс

σ_н = 376 (58)

σ_н = 416,12 ‹ 522,81Н/мм²

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни σ_F₁ , и колеса σ_F₂, Н/мм²:

σ_F₂ = Ỵ_F₂ ·Ỵ_Fβ· ·К_Fa ·К_Fύ≤ [σ]_F₂, (59)

σ_F₁ = σ_F₂· Ỵ_F₁/Ỵ_F₂ ≤ σ_F_1’

где m - модуль зацепления, m = 2 мм;

В₂ - ширина зубчатого венца колеса, В₂ = 45;

F_t- окружная сила в зацеплении, Ft= 2974,8 Н·м;

К_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К_Fa = 1;

Ỵ_Fβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,Ỵ_Fβ = 1;

К_Fύ- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передач, К_Fύ = 1,04;

Ỵ_F₁ и Ỵ_F₂ - коэффициенты формы зуба шестерни колеса. Для косозубых в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни:

z_ύ₁ = и колеса: z_ύ₂ = ,

где β – угол наклона зубьев.

Ỵ_Fβ = 1 – β⁰/140⁰ = 0,91

Ỵ_Fβ - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

[σ]_F₁ = [σ]_F₂ – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса

σ_F₂= 3,62·0,92· ·1·1·1,04=145,72≤ 294,06

σ_F₁= 145,72·3,88/3,62= 156,18<294,06

Условие выполнено. Расчет верный.

Таблица 6 – Параметры закрытой зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчет

параметр

значение

параметр

значение

Межосевое расстояние, а_w, мм

130

Угол наклона зубьев β

8º

Модуль зацепления m,мм

Диаметр делительной окружности:

шестерни d₁, мм

колеса d₂, мм

53,06

208,16

Ширина зубчатого венца:

шестерни в₁, мм

колеса в₂, мм

Диаметр окружности вершин:

шестерни d_а1, мм

колеса d_а2, мм

57,06

212,16

Число зубьев:

шестерни z₁, мм

колеса z₂, мм

102

Диаметр окружности впадин:

шестерни d_f₁, мм

колеса d_f₂, мм

48,26

203,36

Проверочный расчет

параметр	Допускаемое значение		Расчетные значения	примечания
Контактное напряжение α, Н/мм²	580,9		416,12
Напряжение изгиба σ_F₁, σ_F₂, Н/мм²	σ_F1	294,06	156,18
Напряжение изгиба σ_F₁, σ_F₂, Н/мм²	σ_F2	294,06	101,80

2.4 Расчет открытых передач

Расчет поликлиновой передачи

Выбираем сечение ремня Л.

Принимаем d₁_min = 80 мм.

Расчетный диаметр ведущего шкива принимаем d₁ = 100 мм.

Диаметр ведомого шкива, мм:

d₂ = d₁·u_on (1-ε), (60)

где – коэффициент скольжения, ε = 0,01…0,02

d₂= 100·2.2,825 (1-0.015) = 278 мм

Принимаем d₂ =280 мм

Определяем фактическое передаточное число:

u_ф = , (61)

u_ф = = 2,84

Определяем отклонение от заданного значения:

∆u = 100%, (62)

∆u = 100% = 0,7≤3%

Условие выполнено.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние, мм:

а ≥ 0,55 ·(d₁+d₂)+h , (63)

где h – высота сечения клинового ремня, h = 9,5 мм

а = 0,55·(100+280) + 9,5 = 218,5 мм

Определяем длину ремня, мм:

l = 2a + · (d₂ +d₁) + , (64)

l= 2·218,5 + · (280+100) + = 1070,7

Принимаем l= 1120мм

Уточняем межосевое расстояние, мм:

а = {2·l - π·(d₂ + d₁)+ }, (65)

а = {2·1120 – π(280+100) + }

а = 245,18=245 мм

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива:

α = 180⁰ – 57⁰ · , (66)

α = 180⁰ - 57⁰ · =138, 12^°

Определяем скорость ремня, м/с:

v= ≤ [v], (67)

v= = 3,76 м/с

Определяем частоту пробегов ремня:

u = ≤ [u], (68)

u = =3,35 с^-1≤ [u]

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем:

[Р_п] = [Р_o] ·С_р ·С_а ·С_l, (69)

где Р_о – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым

ремнем. Выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости

и диаметра ведущего шкива, [Р_o] = 5,0 кВт;

С_р – коэффициент динамической нагрузки, С_р= 0,8;

С_а – коэффициент угла обхвата, С_а= 0,89;

С_l – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой, С_l=1;

[Р_п]= 5000·0,8·0,89·1 = 3,56 кВт (70)

Определяем количество клиньев:

Z = , (71)

Z = = 11

Определяем силу предварительного напряжения, Н:

F_o = , (72)

F_o = = 1270,02 Н

Определяем окружную силу, Н:

F_t = , (73)

F_t = = 1063,82 Н

Определяем силу натяжки ведущей и ведомой ветвей ремня, Н:

F₁ = F_o₊_,₍₇₄₎

F₂ = F_o₊_,

F₁ = 1240,02 + =1801,93 Н

F₂= 1775,5 - = 738,11 Н

Определяем силу давления ремня, Н:

F_on = 2F₀ ·sin , (75)

F_on = 2·1270,02·sin ( ) = 2372,28 Н

Проверочный расчет.

Проверяем прочность по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви, Н/мм²:

σ_max= σ₁+ σ_u+σ_v≤ σ_р , (76)

где σ₁ – напряжение растяжения

σ₁ = , (77)

σ₁= = 1,45 Н/мм²

Е_и – модуль продольной упругости при изгибе, Е_и = 80 Н/мм²

σ_u= 80· = 7,6 Н/мм² (78)

σ_v– напряжение центробежных сил, р = 1250 кг/мм³

σ_v= р ·V² ·10⁶, (79)

σ_v= 1250·3,76² ·10^-6 = 0,017 Н/мм²

σ_max = 1,45+7,6+0,017 = 9,067 Н/мм² ≤ [σ]

Ремень удовлетворяет условию прочности по максимальным напряжениям

Таблица 6– Параметры открытой передачи, мм

Проектный расчет
параметр	значение	параметр	значение
Тип ремня	Поликлиновый	Частота пробегов ремня, u c^-1	3,350
Сечение ремня	Л	Диаметр ведущего шкива, d₁	100,000
Число клиньев, z	11	Диаметр ведомого шкива d 2	280,000
Межосевое расстояние, а	245	Максимальное напряжение σмах Н/мм²	9,067
Длина ремня,l	1120	Предварительное натяжение ремня Fо, Н	1270,020
Угол обхвата малого шкива, α₁	138,12⁰	Сила давления ремня на вал Foп, Н	2372,280