Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
Дипломная работа - Физика
Другие дипломы по предмету Физика
?¤?1,05.
.13 Cилы в зацеплении
Окружная:
t===4360,963785 Н;
принимаем: Ft=4361 Н.
Радиальная:
r=Ft*tg?,
для стандартного зуба ?=20, tg?=0,364;r=4361 ?0,364= 1587,390818 Н;
принимаем: Fr=1588 Н
осевая: в прямозубой передаче Fa=0.
2.14 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
Расчётное значение напряжения в зубьях колеса:
?F2=?[?]F2;
FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений при z2=112 и коэффициенте смещения х=0 по таблице принимаем: YFS2=3,59;
Для прямозубых передач:?=1;?=1;
?F2= = 226,947147 МПа, < 281МПа.
Расчётное значение напряжения в зубьях шестерни:
?F1=?F2?;
при z1=25 и коэффициенте смещения х=0, YFS1=3,91
при z=30 YFS=3,8FS1=3,91+=3,844;
?F1==243,0041317 МПа, <281 МПа.
.15 Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковых нагрузок
Коэффициент перегрузки: К=1,8. Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:
?Hmax=?[?]Hmax;
[?]Hmax=2,8??т , где ?т=630 МПа - предел текучести материала колеса,
[?]Hmax=2,8?640= 1764 МПа;
?Hmax==705,236873 МПа;
?Hmax<[?]Hmax.
Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев:
Fmax=?[?]Fmax;
шестерня:
?Fmax1=1,8?243,0041317=437,4074371 МПа;
колесо:
?Fmax2==408,5048645 МПа.
[?]Fmax=,
Где YNmax=4st=1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузкиst=1,75 - коэффициент запаса прочности;
шестерня: [?]Fmax1==1192,8 МПа;
?Fmax1<[?]Fmax1;
колесо: [?]Fmax2==1192,8 МПа;
?Fmax2<[?]Fmax2.
Таблица механических параметров цилиндрической передачи:
ПараметрШестерняКолесоМатериал, НВ235…262235…262Допускаемое контактное напряжение [?]H, МПа515,4545455598,0195226Допускаемое напряжение изгиба [?]F, МПа281,3897059282,0285586Число зубьев28112Делительный диаметр, мм56224Диаметр вершин зубьев da, мм60228Диаметр впадин зубьев df, мм51219Диаметр заготовки Dзаг, мм66234
2. Расчёт клиноременной передачи
Расчёт передачи сводится к подбору типа и числа ремней по методике, изложенной в ГОСТ-1284.3-96. Необходимые данные для проектирования:
Расчётная мощность передаваемая ведущим шкивом: Р1=2,169013713 кВт.
Вращающий момент на валу ведущего шкива: Т1=29,37951102 Н?м.
Частота вращения ведущего шкива: n1=705 об/мин.
Передаточное число: iр.п.=2,9375.
.1 Выбор сечения ремня
По значениям Р1 и n1 подбираем сечение ремня: Б(В)
высота поперечного сечения ремня: h=11 мм;
максимальная ширина ремня: b0=17 мм;
расчётная ширина ремня: bр=14 мм;
расчётная длина ремня по нейтральному слою:рmin=630 мм;рmах=6300 мм;
минимальное значение расчётного диаметра: dрmin=125 мм;
площадь сечения ремня: А=0,000138 м
масса 1 м длины: q=0,18 кг/м.
.2 Определение диаметров шкивов
Диаметр ведущего шкива: d1=(38...42)?1min=38?=117,2551116 мм;1max=42?=129,5977548 мм.
Принимаем: d1=125 мм.
Диаметр ведомого шкива:
2=d1?iр.п.?(1-?),
где ?=0,015 - коэффициент скольжения
2=125?2,9375?(1-0,015)= 361,6796875 мм;
принимаем: d2=355 мм.
Уточняем передаточное отношение:
ф===2,883248731
отклонение:
?i=100%=?100%=-1,846851712 %.
2.3 Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня
При помощи интерполяции находим предварительное межосевое расстояние для диапазона iф=[2…3]:
апред=(1,2-?(iф-2))*d2=1.2-(2,883248731-2)?355=363,2893401 мм;
принимаем: апред=370 мм.
Проверка: 2?(d1+d2)?апред?0,55(d1+d2)+h
?(125+355) ?370?0,55?(125+355)+11
мм.?370 мм.?351 мм.
Предварительное значение угла обхвата ремнём ведущего шкива:
?пред=180-2?arcsin=180-2?arcsin=143,7838837 >120.
2.4 Определение длины ремня и уточнение значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня
Длина ремня:
L=2? апред+0.5???(d1+d2)+
L=2?370+0.5?3.141592654?(355+125)+==1529,727243 мм,
принимаем: Lф=1600 мм.
По длине ремня уточняем межосевое расстояние и угол обхвата ремнём малого шкива:
а=
a= +
+=406,7511306 мм;
принимаем: a=407 мм.
Угол обхвата ремня:
?=180-2?arcsin=180-2?arcsin=147,1745341.
.5 Определение мощности, передаваемой одним ремнём ременной передачи
Рр= ,
где: Рр - номинальная мощность, передаваемая одним ремнём в условиях типовой передачи при ?=180, i=1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня и среднем ресурсе.
Ро=1,4 кВт;
Са - коэффициент обхвата ремнём ведущего шкива;
по таблице с помощью интерполяции находим:
при ?=140 Са=0,89при ?=150 Са=0,92
Са=0,92+=0,911523602t = 0,91 - коэффициент длины ремня (определяется по графику);i=1,14 - коэффициент передаточного отношения (определяется по графику);
Ср= 1,2 - коэффициент режима нагрузки.
Рр==1,103217016 кВт.
.6 Определение числа ремней
= ,
где: P1=2,169013713 кВт;z=0,95 - коэффициент числа ремней (для 23 ремней);==2,06955866;
принимаем: Z=3.
.7 Определение силы предварительного натяжения одного ремня
Fo=+Fv, Н.
Окружная скорость на расчётном диаметре ведущего шкива:
===4,614225 м/с;v=??A?v2
- сила дополнительного натяжения ремня от центробежных сил,
где ?=1250 кг/м - плотность материала ремня.v=1250?0,000138?4,614225 2=3,67270998 Н.o=+3,67270998 =213,6161594 Н.
2.8 Определение силы, передаваемой на валы
Fr?=Z?2?Fo?cos=3?213,6161594?2?cos=819,6460721H;
принимаем: Fr?=820 H.
.9 Ресурс наработки передачи