Смекни!
smekni.com

Энергетический и кинематический расчет привода (стр. 4 из 6)

Расчетная радиальная сила

Fr = Ft*tg t = 3820*tg200 = 1375 H;

Расчетная осевая сила

Fx = Ft*tg 3820*tg 00 = 0 H;

Расчетная нормальная сила

Fn = Ft/(cos t*cos b) = 4064 H;


Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.

Удельная расчетная окружная сила

t = Ft/6H/м;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH = 2,5;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z = 0,87 для  = 0;

Расчетные контактные напряжения:

H = 326 мПа;

0,7*Hp <= H <= Hp; 0,7*346 <= H <= 346;

242 <= 326 <= 346;

Эквивалентное число зубъев шестерни: zv1 = z1/cos3 = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: zv2 = z2/cos3 = 76;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

YFS1 = 3,47*13,2/zv1–27,9*x1/zv1+0,092x12 = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:

YFS2 = 3,47*13,2/zv2–27,9*x2/zv2+0,092x22 = 3,8;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y = 1-*0/120 = 1-00*00/1200 = 1;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Y

Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни F1 = 36 мПа;

0,25*Fp1 <= F1 <= Fp1;

0,25*Fp1 <= 36 < = Fp1;

0,25*118 < = 36 < = 118;

29,5 <= 36 < = 118;

Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса F2 = 37 мПа;

0,25*Fp1 <= F1 <= Fp1;

0,25*Fp1 <= 37 < = Fp1;

0,25*136 < = 37 < = 136;

34 <= 37 < = 136;

Данная передача будет работать нормально, так как выполняются все данные условия.

4.1 Расчет быстроходной цилиндрической передачи

Исходные данные для расчета быстроходной передачи:

N = 2,60 кВт;

h1 = 665 мин-1;

h20 = 162 мин-1;

h2D = 8,1 мин-1;

t = 19008 ч.

Расчитываю момент на шестерне по формуле:

T1 = 9550*N*k/h1 = 9550*2,60*1,3/665 = 48 Н*м;

где k – коэффициент нагрузки передачи;

Вычисляем предполагаемое передаточное число по выражению

U0 = h1/h20 = 665/162 = 4,1;

Выбираем коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра bd0, bd0 = 0,8;

Затем расчитываем предполагаемое межосевое расстояние a0 = 154,9 мм;

Выбираем желаемое межосевое расстояние из условия:

0,01* ag <  a < 0,1* ag

0,01*155 < 5 < 0,1*155

1,55 < 5 < 15,5

Следовательно условие выполняется и  a равняется 5мм.

Расчитываем предполагаемый наральный диаметр шестерни по формуле:

;

Расчитаем предполагаемую рабочую ширину по формуле:

b0 = bd0*d10 = 0,8 * 61 = 49 мм;

Рабочую ширину выбираем из условия: b

b0; 56
49 мм.

Выбираем число зубъев шестерни из условия z1>16, z1=20;

Расчитаем число зубъев колеса по выражению: z2

z1*U0
82

Угол наклона линии зуба  = 0.

Расчитаем преполагаемый модуль m0, m0 = 3,04 мм.

Выбираем значение модуля из выражения m

m0 , 3
3,04 мм.

Модуль равняется m=5 мм. (по СТСЭВ 310-76)

Выбираем коэффициент смещения шестерни и колеса x1=0,3; x2=-0,3.

Далее расчитываем геометрические параметры передачи:

1. Передаточное число U; U = z2/z1 = 82/20 = 4,1;

2. Сумма чисел зубъев z; z= z1 + z2 = 20+82 = 102;

3. Частота вращения колеса h2=h1/U = 665/4,1 = 126 мин-1;

4. Модуль отклонения частоты вращения колеса от желаемой h2R=|h2 – h20| = |162 – 162| = 0;

5. Торцовый угол профиля t = arctg(tg /cos ) = 200;

6. Сумма коэффициентов смещений x= x1+x2 = 0,3+(-0,3) = 0;

Угол зацепления t = t = 200; при x= 0;

7. Межосевое расстояние  = 153 мм;

8. Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого aR = |a - ag| = |153-155| = 2 мм;

9. Делительный диаметр шестерни d1= m*z1/cos  = 3*20/cos 00 = 60мм;

10. Делительный диаметр колеса d2 = m*z2/cos  = 3*82/cos 00 = 246 мм;

11. Начальный диаметр шестерни d1 = 2*a*z1/z = 2*153*20/102 = 60 мм;

12. Начальный диаметр колеса d2 = 2*a*z2/z = 2*153*82/102 = 246 мм;

13. Основной диаметр шестерни db1 = d1*cos t = 60*cos 200 = 56 мм;

14. Основной диаметр колеса db2 = d2*cos t = 246*cos 200 = 231 мм;

15. Диаметр вершин зубъев шестерни da1 = d1+2*m*(ha*+x1) = 60+2*3*(1+0,3) = 68 мм;

16. Диаметр вершин зубъев колеса da2 = d2+2*m*(ha*+x2) = 246+2*3*(1+0,3) = 250 мм;

17. Диаметр впадин зубъев шестерни df1 = d1-2*m*(hf*-x1) = 60-2*3*(1,25-0,3) = 54 мм;

18. Диаметр впадин зубъев колеса df2 = d2-2*m*(hf*-x2) = 246-2*3*(1,25-(-0,3)) = 237 мм;

19.Коэффициент наименьшего смещения шестерни xmin = -0,2;

xmin < x1-0,2 < 0,3;

20.Основной угол наклона t = 00;

21.Основной окружной шаг Pbt = 9мм;

22.Осевой шаг Px = 0мм;

23.Угол профиля зуба шестерни и зуба колеса в точке по окружности вершин:

a1 = arccos (db1/da1) = 340;

a2 = arccos (db2/da2) = 220;

24.Коэффициент торцового перекрытия  = (z1*tga1+z2*tga2 – z*tg2t) / (2*) = 1,5;

25.Коэффициент осевого перекрытия  = 6/Px = 56/0 = 0;

26.Коэффициент перекрытия v =  +  = 1,5 + 0 = 1,5;

27.Средняя суммарная длина контактных линий lm

84 мм.

28.Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий R = 1;

29.Наименьшая суммарная длина контактных линий

lmin = lm * R = 84мм;

lmin => b

84 > 56;

30.Число зубъев шестерни и колеса охватываемых нормалемером:

31.Длина общей нормалишестерни и колеса:

Далее рассчитываем силы в зацеплении зубчатых колес.

Рассчитаем вращающий момент T1 = 9550*1,3*N/n1 = 9550*1,3*2,6/665 = 48 H*м;

Расчетный вращающий момент на колесе T2 = T1*U* = 48*4,1*0,97 = 191 Н*м;

Расчетная окружная сила Ft = 2000*T1/d1 = 2000*48/60 = 1600 H;

Расчетная радиальная сила Fr = Ft*tg t = 1600*tg200 = 576 H;

Расчетная осевая сила Fx = Ft*tg 0*tg 00 = 0 H;

Расчетная нормальная сила Fn = Ft/(cos t*cos b) = 1702 H;

Затем провожу проверочный расчет передачи на контактную выносливость и на напряжения изгиба.

Удельная расчетная окружная сила t = Ft/6H/м;

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубъев в полосе зацепления: zH = 2,5;

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: z = 0,9 для  = 0;

Расчетные контактные напряжения: H = 325 мПа;

0,7*Hp <= H <= Hp; 0,7*328,5 <= H <= 328,5;

328,5 <= 325 <= 328,5;

Эквивалентное число зубъев шестерни: zv1 = z1/cos3 = 20; Эквивалентное число зубъев колеса: zv2 = z2/cos3 = 82;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений шестерни:

YFS1 = 3,47*13,2/zv1–27,9*x1/zv1+0,092x12 = 3,7;

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений колеса:

YFS2 = 3,47*13,2/zv2–27,9*x2/zv2+0,092x22 = 3,8;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y = 1-*0/120 = 1-00*00/1200 = 1;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубъев Y

Расчетные напряжения изгиба зубъев шестерни F1 = 34 мПа;

0,25*Fp1 <= F1 <= Fp1;

0,25*Fp1 <= 34 < = Fp1;

0,25*109 < = 34 < = 109;

27 <= 34 < = 109;

Расчетные напряжения изгиба зубъев колеса F2 = 35 мПа;

0,25*Fp1 <= F1 <= Fp1;

0,25*Fp1 <= 35 < = Fp1;