Уточним фактическое передаточное число передачи
Поможем в ✍️ написании учебной работы
Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

                       Uф = z2 / z1 = 93 / 19 = 4,89.                                 (29)

     Отклонение фактического передаточного числа составляет                      

                    .              

Для передач общемашиностроительного применения допускается отклонение фактического передаточного числа от номинального значения в пределах 4%.

Проверка прочности зубьев колес по контактным напряжениям проводится по следующему условию прочности

       ,              (30)

где К HV 2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес V1 = V2, рассчитываемой по зависимости

      .     (31)

Окружная скорость вращения колес определяет их степень точности по ГОСТ 1643–81. Так при окружной скорости V2 до 2 м/с назначается 9-я степень точности, до V2 = 6 м/с – 8-я степень точности, до V2 = 10 м/с – 7-я степень точности.

 Значения коэффициента КHV2  приведены в таблице 6.

По данным рассматриваемого примера V2 = 2,81 м/с. Этой скорости соответствует 8-я степень точности. Определим значение коэффициента КHV2 по таблице 6 с помощью линейной интерполяции. Видим, что коэффициент КHV2 = 1,112.

Таблица 6 – Значения КHV2 – коэффициента динамичности нагрузки при контактных напряжениях

Степень

точности

Окружная скорость V, м/с

1 2 4 6 8 10
7 1,21 1,29 1,36
8 1,08 1,16 1,24
9 1,05 1,1

 

Действительное контактное напряжение по условию (30) равно

.               

Допускаемая недогрузка передачи (sН2 < [ sН2]) возможна до 15%, а допускаемая перегрузка ( sН2 > [ sН2]) – до 5%. Если эти условия не выполняются, то необходимо изменить ширину колеса b2 или межосевое расстояние , и повторить расчет передачи.

Фактическая недогрузка для рассматриваемого примера составит

      , (32)

что меньше 15 %, а значит допустимо.

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках не должно превышать допускаемого значения                                            

                              .                      (33)

     Для рассматриваемого примера расчета передачи

            .

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 2. Делительные диаметры равны

              ,              

              .                                 (34)

Диаметры вершин зубьев равны

              ,    

              .                         (35)

Диаметры впадин зубьев равны

              ,   

              .         (36)

 Проверим межосевое расстояние зубчатых колес

              .                         (37)          

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 3.

Окружные силы определяют по зависимости

                          (38)                                                                                                                                                                                                                


     Радиальные силы определяют по зависимости

                                     (39)

где a = 200 – угол зацепления.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

                                               (40)

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 4 и приведены в таблице 7. В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала dК под колесо, который будет получен в пункте 10 учебного пособия.

 

Таблица 7 – Размеры зубчатого колеса, мм    

Параметр (рисунок 4) Формула Расчет
Диаметр ступицы dcт = 1,6 × dК dcт = 1,6 × 45 = 72
Длина ступицы Lст = b2 … 1,5 × dК Lст = 45 … 1,5 × 45 = = 45 … 67,5. Примем Lст = 55 мм
Толщина обода dо = (2,5…4,0) × m dо= (2,5…4,0) × 2 = 5…8
Диаметр обода Dо = dа2 – 2 ×dо– 4,5 × m Dо=190–2 × 6– 4,5 × 2=169
Толщина диска c = (0,2…0,3) × b2 с =(0,2…0,3) × 45 = 9…13
Диаметр центров Отверстий в диске Dотв = 0,5 × (Dо+ dcт) Dотв= 0,5 × (169+72) = 120
Диаметр отверстий dотв = (Dо – dcт) / 4 dотв = (169 – 72) / 4 = 24
Фаски n = 0,5 × m n = 0,5 × 2 = 1

 


Расчет цепной передачи

 

         

Второй механической передачей в схеме рассматриваемого привода (рисунок А.1,б) является цепная передача, представленная на рисунке 5.

 

 

Рисунок 4 – Цилиндрическое зубчатое колесо

 

 

Рисунок 5 – Геометрические и силовые параметры цепной

передачи

 

 

Рисунок 6 – Конструкция ведущей звёздочки

 

Исходными данными для расчета цепной передачи являются следующие параметры (из пункта 6 учебного пособия):

     – вращающий момент на валу ведущей звездочки (он равен моменту на третьем валу привода) Т1 = 153260 Н × мм;

     – частота вращения ведущей звездочки (или частота вращения третьего вала привода) n1 = 289 мин–1;

     – передаточное число цепной передачи u = uЦП= 3,212.

Методику расчета цепной передачи с приводной однорядной роликовой цепью проследим на рассматриваемом примере.

     Важнейшим параметром цепной передачи является предварительное значение шага цепи t/, которое рассчитывается по допускаемому давлению в шарнире цепи по зависимости [3, с.92]:

                                   ,                                               (41)

где КЭ – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произве-                        дение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы реальной передачи (таблица 8) [3,4]:

                          .                        (42)

Выбрав в таблице 8 коэффициенты для условий работы рассчитываемой передачи, рассчитаем коэффициент КЭ :

                          .

Определим Z/1 – предварительное число зубьев ведущей звездочки

                                         (43)     Полученное предварительное значение Z/1 округляют до целого нечетного числа, что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки Z2 и четным числом звеньев цепи Lt обеспечит более равномерное изнашивание зубьев. Принимаем Z1 = 23. Тогда  Z2 = Z1 × u = 23 × 3,212 = 73,88. Принимаем Z2 =73 (нечетное число).

Уточним передаточное число цепной передачи

                    = Z2 / Z1 = 73 / 23 = 3,174.                                  (44)

     Допускается отклонение от расчетного значения  не более ±4 %

        .   (45)         

Последним параметром в формуле (41) является [p] – допускаемое давление в шарнире цепи, Н/мм2. Оно определяется в зависимости от скорости цепи  по ряду [4]:

, м/с 0,1 0,4 1 2 4 6 8 10
[p], Н/мм2 32 28 25 21 17 14 12 10

Если не известны дополнительные данные, то задаются предварительным значением  = 2 … 3 м/с. Примем  = 2,5 м/с, тогда интерполированием получаем [p] = 20 Н/мм2.

 

Таблица 8 – Значения поправочных коэффициентов К

Условия работы передачи

Коэффициент

Обозначение Значение Динамичность нагрузки Равномерная Переменная КД 1 1,2…1,5 Регулировка натяжения цепи Опорами Натяжными звездочками Нерегулируемые   КРЕГ 1 0,8 1,25 Положение передачи Наклон линии центров звездочек к горизонту: угол Q £ 600 угол Q > 600   КQ     1 1,25 Способ смазывания Непрерывный Капельный Периодический   КС 0,8 1 1,5 Режим работы Односменная Двухсменная Трехсменная   КР 1 1,25 1,5

 

     Рассчитаем по зависимости (41) шаг цепи

                   .                                     

     Полученное значение шага округляется до ближайшего большего стандартного значения по таблице Б.1 – t = 25,4мм.

Определим фактическую скорость цепи

                                    (46)

Этой скорости цепи в соответствии с вышеприведенным рядом соответствует допускаемое давление [p] = 19,38 Н/мм2.

Дата: 2019-02-02, просмотров: 424.