Согласно с [2, с.39-41]
тогда необходимый предел контактной выносливости поверхностей
зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений NHlim
ZN-коэффициент долговечности , учитывающий изменение [σН]
при числе циклов нагружения, меньшем базового; ZN=1 при NHE>NHlim,
NHE=60cnLhKHE
-коэффициент эквивалентности нагрузки, для типовой
диаграммы нагрузки
z=zRzVzX;
ZR-коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости
сопряженных поверхностей зубьев; zR=1-7-й класс (Ra=1,25…0,63),
zR=0,95-6-й класс (Ra=2,5…1,25),zR=0,9-5-4-й класс(RZ=40…10);
zV-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости
zX- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса
Таблица 2.7
| 1 передача | 2 передача | 3 передача | |
| z | 1 | 1 | 1 |
| SN | 1,2 | 1,2 | 1,2 |
| NHlim | 85*106 | 85*106 | 85*106 |
| KHE | 0,473 | 0,473 | 0,473 |
| NHE | 190*106 | 120*106 | 92*106 |
| zN | 0,74 | 0,83 | 1 |
| σHlim , МПа | 870 | 564 | 924 |
Выбор материалов зубчатых передач
Для однозначного выбора марки стали необходимо иметь следующую информацию [2, с.41-45]
Вид заготовки
Так как da ≤ 600 мм во всех передачах => принимаются кованные заготовки.
Конструкция шестерен
При da/ dв ≤ 2 шестерню изготавливают заодно с валом (вал – шестерня), при da/ dв >2 шестерня по экономическим соображениям выполняется съемной.
Передача 1: da/ dв = 65/42 = 1,53 < 2 => шестерня изготавливается заодно с валом.
Передача 2: da/ dв =143/38 = 3,76 > 2 => шестерня съемная.
Передача 3: da/ dв = 180/51 = 3,5 > 2 => шестерня съемная.
3. Толщина обода заготовки S , определяющая прокаливаемость сталей:
Данные полученные в результате расчетов заносим в таблицу 2.8
Таблица 2.8
| Sшестерни , мм | Sзубч.колеса , мм | |
| Передача 1 | 22 | 12 |
| Передача 2 | 43 | 30 |
| Передача 3 | 54 | 48 |
Выбираем сталь 40 ХН
Конструирование зубчатых колес
Конструктивная форма колес зависит от их размеров, материала, а также от технологии производства заготовки и механической обработки.
Колеса с 
выполняют с дисками облегченной формы. Определим размеры конструктивных элементов дисковых колес, размеры которых приведены на рисунке
Рис.2. Эскиз цилиндрического зубчатого колеса при 
Согласно с [2, с.63, табл.4.1]
Таблица 2.10
|
| первая передача |
| вторая передача |
| третья передача | |||
|
| 1 | 2 |
| 1 | 2 |
| 1 | 2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| delta0 |
| 7,6 |
|
| 14 |
|
| 20 |
| C |
| 9 |
|
| 15,5 |
|
| 24 |
| DK |
| 299,8 |
|
| 354,1988 |
|
| 273,3333 |
| dст |
| 85 |
| 85 | 127,5 |
| 127,5 | 146,2 |
| D0 |
| 192,4 |
|
| 240,8494 |
|
| 209,7667 |
| lст |
| 50 |
| 50 | 75 |
| 75 | 86 |
| d0 |
| 53,7 |
|
| 56,6747 |
|
| 31,78333 |
| R |
| 6 |
|
| 6 |
|
| 6 |
| f, мм/45 |
| 1,5 |
| 3,5 | 3,5 |
| 4 | 4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
| К |
|
|
| 2 |
|
| 2 |
|
| S |
|
|
| 12,5 |
|
| 18,5 |
|
Расчет цепной передачи
Проектный расчет цепи
Рассчитать цепную передачу с роликовой цепью при следующих данных:
n1 = 19,8 мин-1 - частота вращения ведущей звёздочки
n2 = 6,6 мин-1 - частота вращения ведомой звёздочки
P= 4,8 кВт - мощность, передаваемая ведущей звездочкой
Работа передачи - непрерывная, спокойная
Передача расположена горизонтально
Натяжение цепи регулируется передвижением вала одной из звёздочек
Смазка передачи капельная
Расчёт передаточного отношения:
Принимае число зубьев меньшей звёздочки:
z1= 30 - число зубьев меньшей звёздочки
где:
z2 - число зубьев большей звёздочки
Принимаем предварительно шаг цепи:
p = 25,4 мм - шаг цепи
Расчет скорости цепи :
Расчет окружной силы передачи:
Расчет межосевого расстояния:
Дата: 2019-07-24, просмотров: 189.
