ВІКІСТОРІНКА
Навигация:
Інформатика
Історія
Автоматизація
Адміністрування
Антропологія
Архітектура
Біологія
Будівництво
Бухгалтерія
Військова наука
Виробництво
Географія
Геологія
Господарство
Демографія
Екологія
Економіка
Електроніка
Енергетика
Журналістика
Кінематографія
Комп'ютеризація
Креслення
Кулінарія
Культура
Культура
Лінгвістика
Література
Лексикологія
Логіка
Маркетинг
Математика
Медицина
Менеджмент
Металургія
Метрологія
Мистецтво
Музика
Наукознавство
Освіта
Охорона Праці
Підприємництво
Педагогіка
Поліграфія
Право
Приладобудування
Програмування
Психологія
Радіозв'язок
Релігія
Риторика
Соціологія
Спорт
Стандартизація
Статистика
Технології
Торгівля
Транспорт
Фізіологія
Фізика
Філософія
Фінанси
Фармакологія


Перевірка придатності заготовок коліс.

Умова придатності заготовок коліс: Dзаг£Dгран , Sзаг£Sгран

Діаметр заготовки шестірні Dзаг = da1 + 6 = 33,6 + 6 = 39,6£125 мм

Розмір заготовки колеса закритої передачі Sзаг = b2 + 4 = 20 + 4 = 24£125 мм

Нерівності виконуються.

3.2.15. Перевірка контактних напруженьσ

σ =K £[σ]H , де

K = 376 – допоміжний коефіцієнт для косозубих передач

Ft = 2T2 · 10 /d2 = 2·50·10 /128,4 = 778,8 Н – колова сила в зачепленні

K = 1,085 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами,

для косозубих передач визначається за графіком 4.2.с.63[3] у залежності від колової швидкості коліс υ=ω2d2/(2·10 )=75,4·128,4/(2·10 )=4,84 м/с, і 8-го ступеня точності, що визначається за табл. 4.3.[3].

K =1 – коефіцієнт нерівномірності по довжині зуба

K =1,048 – коефіцієнт динамічного навантаження, що залежить від колової швидкості коліс і ступеня точності передачі. K знаходимо інтерполяцією за табл. 4.2.[3].

 

σ = 376 = 496,9 Н/мм2

σ£[s]H = 514,3 Н/мм2 – умова виконується

Δσ = ·100% = ·100% = 3,4%£10%

Недовантаження, що допускається, у нормі, умова міцності виконується.

 

3.2.16. Перевірка напружень вигину зубців шестірні[σ]F1 і колеса [σ]F2

σ2 = YF2Yβ K K K£[σ]F2 σ1 = σ 2 £[ σ]F1 , де

K = 0,91 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зуцями (с.63[3]), для косозубих передач залежить від ступеня точності передачі (табл. 4.2.[3]).

K =1 – коефіцієнт нерівномірності по довжині зубця

K =1,135 – коефіцієнт динамічного навантаження, що залежить від колової швидкості коліс і ступеня точності передачі. K знаходимо інтерполяцією за табл. 4.3.[3].

YF1 і YF2 – коефіцієнти форми зубця шестірні і колеса. Визначаються за табл. 4.4.[3] у залежності від еквівалентного числа зубців шестірні zυ1 = z1/cos3β = 32,81 і колеса zυ2 = z2/cos2β = 130,86 YF1 = 3,77 YF2 = 3,61

Yβ = 1 – /140= 1 –11,11/140= 0,92 — коефіцієнт, що враховує нахил зубця

s2 = 3,61·0,92·778,8/(20 )·0,91·1·1,135 = 133,6£[σ]F2 = 256 Н/мм2

s1 = 133,6·3,77/3,61 = 139,5£[σ]F1 = 294 Н/мм2

При перевірочному розрахунку σ значно менше [σ]F . Це допускається, тому що навантажувальна здатність більшості зубчастих передач обмежується контактною міцністю.

 

Основні параметри зубчастої передачі визначаємо в таблиці 3.3.

Таблиця 3.3. Параметри зубчастої циліндричної передачі швидкохідної ступіні, мм

Проектний розрахунок
Параметр Значення
Міжосьова відстань аw 80
Модуль зачепленняm 1
Ширина зубчастого вінця шестірні b1 24
Ширина зубчастого вінця колеса b2 20
Кут нахилу зубців β 11°06’46”
Діаметр ділильного кола шестірні d1 31,6
Діаметр ділильнго кола колеса d2 128,4
Діаметр кола вершин шестірні da1 33,6
Діаметр кола вершин колеса da2 130,4
Діаметр кола западин шестірні df1 29,2
Діаметр кола западин колеса df2 126
Число зубців шестірні z1 31
Число зубців колеса z2 126
Перевірочний розрахунок
Параметр Допустиме значення Розрахункове значення Примітка
Контактні напруження σ , Н/мм2 514,3 496,9 Недовантаження 3,4%
Напруження вигину, Н/мм2 σ F1 294 139,5
σ F2 256 133,6
             

 

3.1.18. Приводимо ескіз зубчастої передачі швидкохідної передачі рис 3.1.


4. Розрахунок ланцюгової передачі.

4.1. Визначення кроку ланцюга p , мм

p = 2,8 = 2,8 = 22,5 мм , де

Т3 – обертаючий момент на ведучій зірочці (на тихохідному валі редуктора), Н·м

Kэ – коефіцієнт, що враховує різні умови роботи передачі (таблиця 5.7.[3])

Kэ = KдKрегKθKсKр = 1,2·1,25·1·1,5·1 = 2,25 , де

Kд = 1,2 – коефіцієнт динамічності навантаження (змінне)

Kрег = 1,25 – коефіцієнт, що враховує регулювання міжосьової відстані

Kθ = 1 – коефіцієнт, що враховує положення передачі

Kс = 1,5 – коефіцієнт, що враховує спосіб змазування (періодичний)

Kр = 1 – коефіцієнт, що враховує режим роботи

z1 – число зубців ведучої зірочки

z1 = 29 – 2·иц = 29 – 2·2,03 = 24,94 Приймаємо z1 = 25

Отримане непарне число z1 у сполученні з непарним числом зубців веденої зірочки z2 і парним числом ланок ланцюга lp забезпечить більш рівномірне зношування зубців і шарнірів.

 

[рц] – тиск, що допускається, у шарнірах ланцюга , Н/мм2 Залежить від частоти обертання ведучої зірочки z1 (тихохідного вала редуктора n4 = 202,82 об/хв) і очікуваний кроку ланцюга ≈25 мм , таблиця 5.8.[3]

v = 1 – число рядів ланцюга.

По таблиці К32[3] приймаємо p = 25,4 мм

4.2. Визначення числа зубців веденої зірочкиz2

z2 = z1иц = 25·2,03 = 50,75

Приймаємо z2 = 51£ z2max = 120 – умова зіскакування ланцюга виконується.

4.3. Визначення фактичного передатного числа иф

иф = = = 2,04 Δи = ·100% = ·100% = 0,5%<4%

4.4. Визначення оптимальної міжосьової відстані а , мм

З умови а = (30...50)р , де р – стандартний крок ланцюга:

а = 30·25,4 = 762 мм ар = = 30 – міжосьова відстань у кроках

4.5. Визначення числа ланок ланцюга lp

lp = 2ap + + = 2·30 + + = 98,571

Округляємо до цілого парного lp = 100

4.6. Уточнення міжосьової відстані ар у кроках

ap = 0,25 ,

ap = 0,25 = 30,7.

© 2013 wikipage.com.ua - Дякуємо за посилання на wikipage.com.ua | Контакти