–коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при односторонней нагрузке.
Так как НВ£350 то
YR=1,2 коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности зуба.(1 ,с.44)
YX=1 - коэффициент учитывающий размеры зубчатого колеса. (1 ,с.44)
qF________
YN=ÖNFlim/NFE - коэффициент долговечности
qF =6 (HB£350) –показатель степени кривой усталости при расчете на изгиб.
NFlim=4´106-базовое число циклов напряжений.
NFE-эквивалентное число циклов
NFE=60´c´n´Lh
Получаем
n1=731,6об/мин. - частота вращения шестерни.
n2=243,1 об/мин. - частота вращения колеса.
с=1-число зацеплении зуба за один оборот
Lh=Lгод´365´24´kгод´kсут- продолжительность работы передачи.
Поучаем Lh=30000 часов.
тогда
NНlim2=30´(HB2)2,4=30´(270)2,4 =517,9´106-базовое число циклов, тогда NFE1=60´1´1050´30000=1890´106 циклов
NFE2=NFE1/u=1890´106 /3=630´106 циклов получаем 6 ______________ 6 _____________
YN1=Ö4´106/517,9´106 =0,652<1 YN2=Ö4´106/570,6´106 =0,689<1
Примем YN1=YN2=1
Получаем окончательно
sFP1=(525/1,7)´1´1,2´1´1´1=370,6 МПа
sFP2=(472,5/1,7)´1´1,2´1´1´1=333,5 МПа
3.1.1 Расчет конической передачи
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ.
Определим внешний делительный диаметр колеса de2,мм:
3_________________________________________
de2=165´Ö((u´T2´103)/(gH´[s]2H))´KHb
где KHb=1- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
gH=1,85 коэффициент вида конических колес, при твердости колеса и шестерни менее £350HB
u=3 - передаточное число передачи
T2=374,2 Н´м- вращающий момент на валу передачи.
[s]H=447,7 Н/мм2 - допустимое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом. тогда получаем 3__________________________________________
de2=165´Ö((3´374,2´103)/(1,85´447,72))´1=251,1 мм
Определим углы делительных конусов шестерни d1и колеса d2.
d2=arctgu ; d1=90O-d2
получаем
d2=arctg3=71o33¢ ; d1=90o-71o33¢=18o27¢
Определим внешнее конусное расстояние Re, мм:
Re=de2/(2´Sind2)
получим Re=251,1/(2´Sin71o33¢)=132,8 мм
Определим ширину зубчатого венца шестерни и колеса, мм:
b=yR´Re
где yR=0,285 - коэффициент ширины венца. получим b=0,285´132,8=32,66 мм. округлим до ближайшего стандартного b=35 мм.
Определим внешний окружной модуль mte:
me=[(14´Т2´103)/(gF´de2´b´[s]F)]´KFb
где KFb=1-коэфициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.
gF=1- коэффициент вида конических колес.
u=3 - передаточное число передачи.
T2=374,2 Н´м - вращающий момент на валу передачи.
[s]F=333,5 Н/мм2 допустимое напряжение изгиба колеса
b=35 мм - ширина венца.
de2=252 мм -внешний делительный диаметр колеса.
тогда получаем me=[(14´374,2´103)/(0,85´252´35´333,5)]´1=2,651 мм
Примем стандартное значение модуля с точностью до двух знаков после запятой, me=3 мм.
Определим число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2;
Колесо Z2=de2/me
Шестерня Z1=Z2/u
тогда получим
Z2=251,2/3=83,73 примем Z2=84
Z1=84/3=28 примем Z1=28
Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется принимать Z1³18.
Полученное значение округлим до целого числа в большую сторону, Z1=28, Z2=84.
Определим фактическое передаточное число uФ и проверим его отклонение Du от заданного u:
uФ=Z2/Z1=84/28=3
Du=[|uФ-u|/u]´100%£4%
тогда Du=[|3-3|/3]´100%=0%=4%
Определим действительные углы делительных конусов шестерни d1,и колеса d2.
d2=arctguФ d1=90o-d2;
тогда получим d2=arctg3=71o33¢ ; d1=90o-71o33¢=18o27¢
Выбираем коэффициент смещения инструмента Xе1,
Шестерни Xе1=0,152 тогда для колеса Xе2=-Xе1=-0,152
Определим делительный диаметр, мм:
Шестерни de1=mte´Z1=3´28=84 мм.
Колеса de2=mte´Z2=3´84=251,2 мм.
Определим диаметр вершин зубьев, мм:
Шестерни dae1=de1+2´(1+Xе1)´me´Cosd1
Колеса dae2=de2+2´(1-Xе1)´me´Cosd2
получаем
dae1=84+2´(1+0,152)´3´Cos18o27¢=86,4 мм.
dae2=251,2+2´(1-0,152)´3´Cos71o33¢=252,12 мм.
Определим диаметр впадин зубьев, мм:
Шестерни dfe1=de1–2´(1,2-Xе1)´me´Cosd1
Колеса dfe2=de2–2´(1,2+Xе1)´me´Cosd2 получаем
dfe1=84-2´(1,2-0,152)´3´Cos18o27¢=82,31 мм.
dfe2=251,2-2´(1,2+0,152)´3´Cos71o33¢=250,28 мм.
Определим средний делительный диаметр, мм:
Шестерни d1=0,857´de1=0,857´84=72 мм.
Колеса d2=0,857´de2=0,857´251,2=216 мм.
ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ
Проверим колеса по контактным напряжениям sH, МПа
____________________________________
____
sH=470´Ö((Ft´Öu2Ф+1)/(gH´de2´b))´KHa´KHb´KHv £[s]H
где Ft=2´T2´103/d2 - окружная сила в зацеплении, Н.
Ft=2´374,6´103/216=3306 Н.
KHa=1-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
KHv- коэффициент динамической нагрузки в зависимости от окружной скорости и степени точности передачи. (м/с).
v=w2´d2/(2´103)=36,6´216/(2´103)=0,604 м/с тогда степень точности 9 получаем КHv=1,052
KHb=1,1 -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
получаем: ___________________________________
____
sH=470´Ö((3306´Ö32+1)/(1,85´252´35))´1´1,052´1,1=417,6 МПа<[s]H=447,7МПа
Недогруз составляет 6,7233% - допустимо до 10%
Проверим колеса по напряжению изгиба sF,МПа
Колеса sF2=YF2´Yb´(Ft/(gF´b´mte))´KFa´KFb´KFv£[s]F2
Шестерни sF1=sF2´(YF1/YF2)£[s]F1
где
Ft=3306 H- окружная сила в зацеплении.
me=3 мм- модуль зацепления.
b=35 мм - ширина венца.
KFa=1-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
KFb=1,1 коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
КFv=1,138- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.
YF1 и YF2- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, в зависимости от эквивалентного числа зубьев:
Zv1=Z1/(Cosd1´Cos3b)
Zv2=Z2/(Cosd2´Cos3b) получим
Zv1=28/(Cos18o27¢´(Cos35о)3)=53,7
Zv2=84/(Cos71o33¢´(Cos35о)3)=482,9 получаем
Yb=1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.
YF1=3,641 YF2=3,6
тогда получим
sF2=3,6´1´(3306/(1´3´35))´1´1,1´1,138=129 Мпа<[s]F2=333,5 МПа
sF1=129´(3,641/3,62)=129,7 Мпа<[s]F1=370,6 МПа
Усилия, действующие в зацеплении быстроходной конической передачи.
окружная сила
Ft1=Ft2=2´T2´103/d2=3306 Н
радиальная сила
Fr1=Fa2=0,36´Ft2´Cosd1=0,36´3306´Cos18o27¢=1129 Н
Fr2=Fa1=377 Н
осевая сила
Fa1=Fr2=0,36´Ft2´Sind1=0,36´3306´Sin18o27¢=377 Н
Fa2=Fr1=1129 Н
3.2 РАСЧЕТ клиноременной ПЕРЕДАЧИ
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ
Зная передаваемую мощность ведущим шкивом Р1(кВт),частоту вращения n1(мин-1)выбираем тип клинового ремня по номограмме (1,с.86 ри.5.2)
примем тип ремня по ГОСТ 1284-80 - Б
Параметры ремня по ГОСТ 1284-80: bО=17 мм; bР=14 мм; h=10,5 мм; yО=4 мм площадь сечения ремня тип Б-А=133 мм2; допустимые длины ремня l=800…6300 мм Эскиз сечения ремня bo
bp
yo
h
 |
Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива D1min в зависимости от вращающего момента на валу двигателя ТДВ и сечения ремня. (1,с.87 таб.5.4)
ТДВ=109,8 Н´м, сечение ремня Б получим D1min=125 мм
Зададимся расчетным диаметром ведущего шкива D1,мм.
Для обеспечения большей долговечности ремня примем его размер на 1-2 номера больше чем D1min из стандартного ряда по ГОСТ 1284-75 Тогда
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
