Для того, чтобы роликовая цепь в процессе изнашивания не соскакивала с большей звездочки, необходимо выполнение условия z= 442_max=120.

Тогда фактическое передаточное число



Отклонение и :

, что допустимо.

3. Предварительное определение межосевого расстояния. По соображени­ям долговечности цепи предварительно величину межосевого расстояния будем принимать в диапазоне а = (30...50)р_ц, где р_ц - шаг цепи, мм.
4. Определение коэффициента эксплуатации к_э. По таблице 1П.29 прило­жения 1П [1,с. 391]:

а) коэффициент динамической нагрузки к_Д= 1,3 (нагрузка переменная);

б) коэффициент межосевого расстояния к_а = 1 [для а = (30... 50)pц];

в) коэффициент наклона передачи к горизонту к_н=1 (передача горизонталь­ная);

г ) коэффициент способа регулировки натяжения цепи к_РЕГ = 1,25 (натяжение цепи не регулируется);

д) коэффициент смазки и загрязнения передачи Kc - 1 [производство без пыли, качество смазки - II (удовлетворительная: густая внутришарнирная при V< 4 м/с, см. таблицу Ш. 28 приложения Ш) [1,с. 390];

е) коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток Креж=1 (работа в одну смену).

Тогда коэффициент эксплуатации

_(2.2)


5. Определение коэффициентов k_zи kn. Число зубьев малой звездочки типо­вой передачи принимается только (см. таблицу 1П.30 приложения 1П) [1,с. 391]. Число зубьев малой звездочки проектируемой передачи Z1= 26. Тогда коэффи­циент числа зубьев:



Частота вращения малой звездочки проектируемой передачи п₃ = 95 об/мин. Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи п₀₃ =100 об/мин (см. таблицу 1П.31 приложения 1П) [1,с. 391]. Тогда коэффициент частоты враще­ния:

(2.3)


6.Выбор цепи.

Первоначально ориентируемся на однорядную цепь. Тогда расчетная мощность, передаваемая однорядной цепью для проектируемой пе­редачи

_(2.4)



Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью [Рр] по табл. 1П.30 приложения 1П [1,с. 391] при Z01 = 26 и n01=95 об/мин является [Р_Р] = 11 кВт для одно­рядной цепи ПР-25.4 - 57600 с шагом р_ц = 25.4 мм.
Для того, чтобы решить вопрос о том, подходит нам однорядная цепь с таким шагом или нет, определим, какие же при этом получаются делительные диа­метры звездочек:



Скорость цепи:

(2.5)



По табл. 1П. 28 приложения 1П [1,с. 390] при назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки II).

7 . Определение межосевого расстояния и длины цепи. Ранее (см. п. 3) из соображений долговечности цепи мы приняли, что предварительная величина межосевого расстояния а будет находится в диапазоне

а = (30...50) р_ц.

Так как меньшее значение рекомендуется [3] для Uц = 1 ...3, а большее для U_ц = 6...7, при и_ц = 1,7 принимаем, а = 35

.

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи

(2.6)



Округляем L_Pдо целого четного числа, для того, чтобы не применять специ­альных соединительных звеньев. Для принятого значения L_P= 118 уточняем а:



Так как цепная передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, расчетное межосевое расстояние, а уменьшают на величину . Тогда принимаем =4 мм и тогда окончательная величина межосевого расстояния мм.

8. Силы в цепной передаче и требования монтажа.

Окружная сила:

(2.7)



По табл. 1П.33 приложения 1П [1,с. 393] коэффициент провисания цепи при горизон­тальном ее расположении kf=6.

П о табл. 1П. 31 приложения 1П масса 1 м цепи ПР [1,с. 391] с шагом р_ц= 25.4 мм со­ставляет 2.6 кг, т.е. погонная масса q=2.6 кг/м.

Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ведомой ветви

, где а = 1,32 м; g= 9,81м/с² - ускорение свободного падения.

Натяжение цепи от центробежных сил



Разрушающая нагрузка цепи ПР с шагом р_ч= 25.4 мм по табл. 1П.31 [1,с. 391] F_P = 25.4 кН= 57600 Н. Уточним расчетный коэффициент запаса прочности цепи

(2.8)



где =1,3 -коэффициент динамической нагрузки (см. п.4).

Допускаемый коэффициент запаса прочности цени но табл. 1П.34 приложения 1П [1,с. 393] линейным интерполированием [S] = 8.3.

Цепь ПР – 25.4 - 57600 подходит, так как S=11.9>[S] = 8.3.

Нагрузка на валы цепной передачи:



где к_м= 1,15 - при горизонтальной передаче и угле наклона передачи < 40°; к_м = 1,05 - при угле наклона передачи более 40° и при вертикальной передаче. Сила F_ц направлена по линии, соединяющей центры звездочек.

При монтаже цепной передачи предельное отклонение AS(мм) звездочек от од ной плоскости и предельные углы их смещения S, перекоса валов у и их скрещивания (град) (рис. 3.2) определяют по формуле:

;

;

;

.

3. Расчет редукторных передач

3.1 Расчет первой ступени




Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n₂=950 об/мин;

б) частота вращения колеса n₃= 266 об/мин;

в) передаточное число ступени U_б = 3,57;

г) вращающий момент на валу колеса Т₃ =135 Н • м.

д) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=10000 ч;
Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (т.о.) I (см. табл. 1П.6 приложения 1П): т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2.Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев σ_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение :

S_Н1= S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=10000 часов:

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; =0,5.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1 и Z_N2. Так как N_НE1 > N_Нlim1, тогда

.

Так как N_НE2 > N_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

В нашем примере [σ_н]= [σ_н]₁=431МПа.

3 . Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,4 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):



По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1,01.

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w :

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение а_w = 120мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда, примем m =2 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса. Суммарное число зубьев



Число зубьев шестерни



Принимаем Z₁=25.

Число зубьев колеса

.

6. Определение фактического передаточного числа ступени.



Отклонение U_ф от U:

.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка: мм

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм.

Ширина венца шестерни

мм.

П роверочный расчет

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

Где D_пред -см. табл.1П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ D_пред=200 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг и толщину заготовки обода S_заг:

мм;

мм.

Наибольшую из величин С_заг и S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) по табл. 1П.7 приложения 1П при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =24< S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

9. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П, исходя из υ =0,7 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости. На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, принимаем параметр шероховатости Rа = 3,2 мкм и коэффициент Z_R =0,9. Коэффициент Z_V =1, т.к. υ<5 м/с.

Т огда по формуле:

МПа;

МПа;

Таким образом, уточненные величины [σ_н]₁ и [σ_н]₂ остались такими же , как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение Z_R Z_V оказалось равным 0,9.

С ледовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е. [σ_н]=431МПа (см. п. 2).

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

Н.

12.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости



Коэффициент К_На = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой V при HB₁<350 и HB₂<350 (см. табл. 1П.12 приложения 1П), что и при предварительном расчете в п.3, в зависимости от уточненной в п.7 величины ψ_bd=0,98. При этом коэффициент K_нβ практически не изменился: K_Hβ=1,01.

По табл. 1П.17 приложения 1П коэффициент δ_Н=0,06 при HB₁<350 и HB₂<350 .

По табл. 1П.18 приложения 1П коэффициент g₀= 7,3 (при m=2 мм и 9-й степени точности).

Тогда динамическая добавка



Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости. Для стальных зубчатых колес коэффициент Z_H, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: Z_Е =190 МПа^1/2.

Коэффициент Z_Н, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач без смещения.

Коэффициент торцового перекрытия зубьев для прямозубой передачи при­ближенно можно определить по формуле



Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубой передачи .

Расчетное значение контактного напряжения

МПа

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие: σ_н=409 МПа < [σ_н]=431 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе. По табл. 1П.9 приложения 1П принимаем:

а) для шестерни (т. о. улучшение + закалка ТВЧ), при m<3 мм.

МПа; ;

б) для колеса (т. о. улучшение)

МПа, (см. п.2),

Эквивалентное число циклов напряжений N_FE за расчетный срок службы L_h =10*10³ часов:

;

;

где с, и с₂ - см. п. 2.

На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, определяем коэффициенты долговечности Y_N1 и Y_N2.

Для шестерни при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Для колеса при при N_FE> N_Flim1 принимается Y_N1 =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

МПа;

МПа.

1 5. Определение коэффициента нагрузки К_F. Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:


Коэффициент К_Fа = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Fβ принимаем по табл. 1П.12 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 при ψ_bd=0,98 (кривая V): K_Fβ =1,1.

Коэффициент δ_F ,учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев: δ_F =0,16 .

Коэффициент g₀= 7,3- см. п.12.

Тогда динамическая добавка



Коэффициент K_HV:

.

Окончательно

.

16 Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

;

.

Тогда расчетное напряжение изгиба σ_F:

МПа;

МПа.

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:





Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете на сопротивление контактной усталости. По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое контактное напряжение :

МПа;

где - - максимальное контактное напряжение, - кратковременная перегрузка.

Определяем для шестерни и колеса согласно таблице 1П.9 приложения 1П.:

а) для шестерни: МПа.

б) для колеса МПа.

В качестве расчётной принимаем наименьшую величину МПа.

Тогда для рассчитываемой ступени:

МПа.

18. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке). Цель данного расчета - проверка статической прочности зубьев при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке), не учтенной при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 приложения 1П предельно допускаемое напряжение изгиба

^:

Мпа;

Мпа,

Максимальное напряжение изгиба σ_Fmax при кратковременной перегрузке:

МПа,

МПа,

где σ_F1 =72 МПа и σ_F1 =76 МПа - см. п. 16.

С татическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать, так как выполняются условия:




350>350>3>350>350>350>350>5>350>350>350>350>

  1   2   3

---

3 .2 Расчет второй ступени
Исходные данные для расчета:

а) частота вращения шестерни n₃=266 об/мин;

б) частота вращения колеса n₄= 95 об/мин;

в) передаточное число ступени U_т= 2,8;

г) вращающий момент на валу колеса Т₄ =363 Н • м.

д) расчетный срок службы (ресурс работы) L_h=10000 ч;
Проектный расчет

1.Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

Принимаем вариант термообработки (т.о.) I (см. табл. 1П.6 приложения 1П): т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269...302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235...262 НВ; марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 40Х;

2.Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости. Средняя твердость H поверхности зубьев:

НВ;

НВ;

Предел контактной выносливости поверхности зубьев σ_{H lim}, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение:

МПа;

МПа;

Расчетный коэффициент S_Н (табл. 1П.9 приложения 1П) для т.о. улучшение :

S_Н1= S_Н2=1,1.

Базовое число циклов напряжений N_{Н lim}:

;

;

Эквивалентное число циклов напряжений N_НE за расчетный срок службы передачи L_h=10000 часов:

;

;

где с₁, и с₂ -число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса; с₁=1; с₂ = 1; =0,5.

Определяем коэффициенты долговечности Z_N1 и Z_N2. Так как N_НE1 > N_Нlim1, тогда

.

Так как N_НE2 > N

---

_Нlim2, тогда

.

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа;

МПа;

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] при расчете прямозубой цилиндрической передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из [σ_н]₁ и [σ_н]_2.

В нашем примере [σ_н]= [σ_н]₁=455МПа.

3 . Определение межосевого расстоянии. По табл. 1П.11 приложения 1П выберем коэффициент ψ_ba. В данной таблице в зависимости от расположения зубчатых колес относительно опор и твердости рабочих поверхностей зубьев указывается диапазон рекомендуемых значений ψ_ba. В указанном диапазоне ψ_ba рекомендуется принимать из ряда стандартных чисел: 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4 и 0,5. Данных рекомендаций допускается не придерживаться при проектировании нестандартных редукторов.

В нашем примере шестерня рассчитываемой ступени расположена симметрично относительно опор, а колесо - симметрично (см. схему привода). По табл. 1П.11 приложения 1П при HB₁<350 и HB₂<350 принимаем из диапазона ψ_ba = 0,3...0,5 расчетное значение ψ_ba =0,3 и значение ψ_bdmax=1,4.

Тогда коэффициент ψ_ba (предварительно):



По табл. 1П.12 приложения 1П при НВ₁<350 и НВ2 <350 для кривой V (редуктор соосный) принимаем коэффициент К_Hβ = 1,1.

Приняв для прямозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент К_α= 495, определим предварительно межосевое расстояние а'_w :

мм.

По табл. 1П. 13 приложения 1П принимаем ближайшее стандартное значение а_w = 180мм.

4. Определение модуля передачи.

мм

По табл. 1П.14 приложения 1П для полученного диапазона модулей пользуемся стандартными значениями 1-го ряда, примем m =2 мм.

5. Определение чисел зубьев шестерни и колеса. Суммарное число зубьев

---

Число зубьев шестерни



Принимаем Z₁=47.

Число зубьев колеса

.

6. Определение фактического передаточного числа ступени.



Отклонение U_ф от U:

.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса. Диаметры делительные:

мм;

мм.

Проверка: мм

Примем коэффициент высоты головки зуба h_a* = 1 и коэффициент радиального зазора с*= 0,25. Тогда, диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев при высотной модификации:

мм;

мм;

мм;

мм.

Ширина венца колеса

мм.

Ширина венца шестерни

мм.

Уточняем коэффициент ψ_bd:



П роверочный расчет

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала

для их изготовления. Диаметр заготовки шестерни

мм.

Условие пригодности заготовки шестерни

,

Где D_пред -см. табл.1П.7 приложения 1П. Для стали 40Х при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ D_пред=200 мм. Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 40Х. Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса С_заг и толщину заготовки обода S_заг:

мм;

---

мм.

Наибольшую из величин С_заг и S_заг сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 40Х) по табл. 1П.7 приложения 1П при т.о. улучшение для твердости поверхности 235...262 НВ с S_пред =125 мм. Условие С_заг =36< S_пред =125 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 40Х

9. Определение степени точности передачи. Окружная скорость υ (м/с)

шестерни или колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена:

м/с.

По табл. 1П.15 приложения 1П, исходя из υ =1.3 м/с для прямозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости. На основании рекомендаций, изложенных в п. 2.1, принимаем параметр шероховатости Rа = 3,2 мкм и коэффициент Z_R =0,9. Коэффициент Z_V =1, т.к. υ<5 м/с.

Т огда по формуле:

МПа;

МПа;

Таким образом, уточненные величины [σ_н]₁ и [σ_н]₂ остались такими же , как и при предварительном расчете ввиду того, что произведение Z_R Z_V оказалось равным 0,9.

Следовательно, уточненная величина расчетного допускаемого контактного напряжения [σ_н] будет такой же, как и при предварительном расчете, т.е. [σ_н]=455 МПа (см. п. 2).

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении. Окружная сила F_t на делительном цилиндре

Н

При этом для шестерни и колеса:

Н.

Радиальная сила F_r:

Н.

12.Определение коэффициента нагрузки К_н. При расчете на сопротивление контактной усталости



Коэффициент К_На = 1 -для прямозубых передач.

Коэффициент K_Hβ уточняем по той же кривой V при HB

---

Смотрите также файлы

• Дыхательная система человека.docx

• Вредные привычки.docx

• Ральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования омский государственный аграрный университет имени п. А. Столыпина.docx

• Отчет о практике описание соответствующей виду практики деятельности прихода (организации) (приложение 2).docx

• Конспект лекций для студентов специальности 23. 02. 04 Техническая эксплуатация подъемнотранспортных, строительных, дорожных машин и оборудования (по отраслям).pdf