Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении, Н

Окружная скорость колес, м/с

Степень точности [2, с. 50, табл. 4.2.8]

Принимаем 9 (пониженной точн.) степень точности.

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

где δ _Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку [2, с. 51, табл. 4.2.10; 2, с. 51, рис. 4.2.5], δ _Н=0, 02;

g_o – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [2, с. 51, табл. 4.2.12], g_o=4, 2;

Тогда

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

Удельная расчетная окружная сила, Н/мм

Расчетные контактные напряжения, МПа

где Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев, Z_H=1, 77cosß =1, 77cos14°21’0”=1, 715;

Z_Е – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, Z_Е=275 МПа^1/2;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

где ε _α – коэффициент торцевого перекрытия

;

Тогда

 

Значит

Расчет ε _ß и корректировка параметров передачи

Рекомендуется проектировать передачи с коэффициентом осевого перекрытия ε _ß =1, 0; ε _ß =2, 0; ….

Для общности с расчетов принимается ε _ß =1, 0.

Расчетный коэффициент осевого перекрытия

Доведение рассчитанной величины до рекомендуемой ε _ß =1, 0 проводят следующим образом:

По (1)÷ (2) [2, с. 50, табл. 4.2.1] производят выбор параметров и ß при изменении

Для каждого случая определяем .

Полученные результаты сводим в таблицу

= ‒ 2=62‒ 2=60;	ß =20, 36°	=1, 12
= ‒ 1=62‒ 1=61;	ß =17.62°	=0, 97
=исходное=62;	ß =14, 35°	=0, 8
= +1=62+1=63	ß =10, 14°	=0, 57
= +2=62+2=64	ß =0°	=0

Принимаем =0, 97, т.к. оно наиболее близкое к =1.

Расхождение составляет 3%.

 

Проверка расчетных напряжений изгиба

Удельная окружная динамическая сила, Н/мм

где =0, 2156 м/с;

g_o=4, 2;

δ _F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку, δ _F=0, 06;

Тогда

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации, Н/мм

где F_t=3135, 82 Н [1.8.1 п. 8.1];

K_Fß – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для изгибной прочности зуба) [2, с. 50, рис. 4.2.2в, г], K_Fß =1, 05;

Тогда

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

Удельная расчетная окружная сила при изгибе, Н/мм

Коэффициент, учитывающий форму зуба [2, с. 51, рис. 4.2.3]

где x₁₍₂₎=0;

Для шестерни

Тогда

Для колеса

Следовательно

Расчет производят для элемента пары «шестерная-колесо», у которого меньшая величина отношения

Дальнейший расчет производим для элемента «шестерня».

Расчетные напряжения изгиба зуба, МПа

где Y_ß – коэффициент, учитывающий наклон зуба,

Y_ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. Для косых зубьев ,

Тогда

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные контактные напряжения, МПа

Максимальные напряжения изгиба

Силы в зацеплении зубчатых колес

Уточненный крутящий момент на колесе, Н·м

Окружные силы, Н

Радиальные силы, Н

Осевые силы, Н

Выбор основных параметров клиноременных передач

Определим сечение ремня и размеры сечения

сечение ремня = f(T_1p) [2, с. 16, табл. 2.2.1]

где T_1p=Т₁С_р – расчетный передаваемый момент, Н·м;

С_р – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим ее работы [2, с. 17, табл. 2.2.2], С_р=1, 7;

Тогда

T_1p=Т₁С_р=20, 75·1, 7=35, 28 Н·м;

Далее примем следующие параметры и размеры ремня

Обозначение сечения ремня: А;

Минимальный расчетный диаметр d_1min=90 мм;

Количество ремней z=2÷ 5 шт.;

В_р=11 мм; В=13 мм; Н_р=8; Н=2, 1.

Расчетный диаметр ведомого шкива, мм

Действительный диаметр, мм [2, с. 17, табл. 2.2.4]

Примем d₂=355 мм.

Действительное передаточное число проектируемой передачи

где ε =(0, 01÷ 0, 02) – коэффициент упругого скольжения

Тогда

Минимальное межосевое расстояние, мм ( )

Расчетная длина ремня, мм

Тогда

Действительная длина ремня, мм [2, c. 17, табл. 2.2.6]

Примем длину ремня L_p=1250 мм.

Межцентровое расстояние, мм

Коэффициент, учитывающий длину ремня [2, с. 17, табл. 2.2.6]

Угол обхвата ремнем меньшего шкива, град

Тогда [2, с. 14, табл. 2.1.3]

Скорость ремня, м/с

Число ремней передачи, шт

где Р₀ – мощность, передаваемая одним ремнем [2, c. 17, табл. 2.2.7], Р₀=0, 84 кВт.

C_k – коэффициент, учитывающий число ремней, C_k=0, 82.

z – число целое [2, c. 16, табл. 2.2.1], z=5 шт.

Тогда

Сила, нагружающая валы передачи, Н

где F₀=0, 5 F_t/φ =0, 5461, 11/0, 55=419, 19 Н, ‒ предварительное натяжение ремня, Н,

F_t=2·10³Т₁/d₁=2·10³·20, 75/90=461, 11 H – окружное усилие, Н,

φ =(0, 45÷ 0, 55) – коэффициент тяги.

Тогда

Для передач с периодическим контролем натяжения ремня

 

Выбор муфты

Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой, передающей номинальный крутящий момент Т=0, 5 кН·м, типа 1, с диаметром отверстий полумуфт d=56 мм, исполнения 1: Муфта 270‒ 1‒ 56‒ 1 ГОСТ 20884-93.

⇐ Предыдущая123Следующая ⇒

Поделиться: