Материал: Смазка зацепления и подшипников редуктора
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
-коэффициенты ширины венца колеса Ψd=b2/d1=45/37,33=1,205
-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) КН β=1,06 и КFβ=1,2
-коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])
КН v=1,03 и KFV = 1.08
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кнά =1,05 KFα=0,91
Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей
зубьев:
|
|
376 |
F |
(u |
1) |
|
|
K |
|
376 |
1750 (5 1) |
1,06 1,03 1,05 450,1МПа |
|||
|
t |
|
|
1 |
|
K |
|
|
|
|
|||||
Н |
|
d |
|
b |
H |
H |
186,67 |
45 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
<
<[σн]= 493МПа
Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%
Что менее допустимой в 15%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
Z1/cosβ3 = 24/0,964283=27 Z2/cosβ3 = 120/0,964283=134
выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба YF1=3,85 и
YF2=3,60
Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:
|
|
|
|
F |
|
|
|
|
|
|
|
|
1750 |
1,2 1,08 0,91 117,7МПа |
|
|
|||||
|
|
Y |
|
t1 |
K |
|
K |
|
K 3,85 |
|
|
294МПа |
|||||||||
F1 |
|
|
F |
Fv |
|
|
|||||||||||||||
|
|
F1 |
b |
m |
|
|
|
|
|
|
45 |
1,5 |
|
|
|
|
F 1 |
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Y |
|
117,7 |
3,60 |
110,1МПа |
|
|
256МПа |
|
|
|||||||
|
|
|
F 2 |
|
|
|
|
||||||||||||||
F 2 |
F1 |
|
|
|
F |
|
|
||||||||||||||
|
|
Y |
|
|
|
|
|
|
3,85 |
|
|
|
|
2 |
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
F1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Прочность зубьев обеспечивается.
Результаты расчета сводим в таблицу 2.
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.
Проектный расчёт
Параметр |
|
Значение |
Параметр |
|
значение |
|
|
|
|
|
|
||
Межосевое расстояние aω |
112 мм. |
угол наклона зубьев: β |
15o20’ |
|||
|
|
|
|
|
|
|
Модуль зацепления m |
|
1,5мм |
Диаметр |
делительной |
|
|
|
|
|
окружности |
|
|
|
Ширина зубчатого венца |
|
|
|
|||
Шестерни b1 |
|
50 |
Шестерни d1 |
|
37,33 мм |
|
Колеса b2 |
|
45 |
Колеса d2 |
|
186,67 мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
Число зубьев |
|
|
Диаметр |
окружности |
|
|
Шестерни z1 |
|
24 |
вершин зубьев |
|
|
|
Колеса z2 |
|
120 |
Шестерни da1 |
|
40,37 мм |
|
|
|
|
|
Колеса da2 |
|
189,67 мм |
|
|
|
|
|
|
|
Вид зубьев |
|
|
Диаметр |
окружности |
|
|
|
|
|
косозубая |
впадин зубьев |
|
|
|
|
|
|
Шестерни df1 |
|
33,73 мм |
|
|
|
|
Колеса df2 |
|
183,07 мм |
|
|
|
|
|
|
|
Проверочный расчёт |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Параметры |
|
Допускаемые |
Расчетные значения |
примечания |
||
|
|
|
значения |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Контактное напряжение |
493 |
450,1 |
|
Недогрузка 8,7% |
||
σH МПа |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
напряжение изгиба |
|
σF1 |
294 |
110,1 |
|
Недогрузка |
МПа |
|
|
|
|
|
|
|
σF2 |
256 |
123,8 |
|
Недогрузка |
|
|
|
|
|
|
|
|
3. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Принимаем однорядную роликовую цепь.
Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:
Z5=29-2u=29−2•4,03=20,94
принимаем z5=21
Определим число зубьев большей звёздочки
Z6=z5•uцеп=21•4,03=84,63
принимаем z6=85
Фактическое передаточное число:
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
u΄цеп= z6/z5=85/21=4,048
отклонение составляет 0,44%
По табл 7.18 [ 4 ] по величине n2= =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=30 МПа
Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:
Кд=1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе)
;
Кс=1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);
КΘ=1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона
Θ=60º);
Крег=0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);
Кр=1,25 – коэффициент периодичности работы (работа в две смены).
Коэффициент эксплуатации
Кэ= Кд •КΘ •Крег •Кр •Кс =1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8
Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи
|
|
|
|
|
|
|
||
|
Т 2 К э |
2,83 |
163,3 103 |
1,8 |
21,72мм |
|||
3 |
|
р |
|
|
|
|||
z |
|
21 30 |
|
|||||
Рц≥2,8 |
1 |
|
ц |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Где момент на ведущей звездочке:Т2= 163,3 Н·м
По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами Аоп=179,7 мм2; q=2,6 кг/м
Проверяем условие п3≤п3max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п1ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).
Определяем среднюю скорость цепи
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
υ=(р •z1 •ω3)/(2π)=(25,4•10-3•21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с
Окружную силу, передаваемую цепью:
Ft.ц=P2 / υ=2392/1,244=1922 Н.
Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:
pц=FtКэ/Аоп=1922•1,8/179,7=19,26 МПа
Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие pц< [pц] (19,26<26)
выполняется.
Принимаем межосевое расстояние:
ацеп=40р=40•25,4=1016 мм.
длина цепи в шагах
lр=2а +0,5(z5+z6)+р(z6−z5)2/(4•a•π2)=
2•40+0,5(21+85)+(85−21)2/(3,142•4•40)=135,6
Принимаем lр=136.
Уточненное значение межосевого расстояния ар с учетом стандартной длины цепи lр.
ац= 0,25t [(lр- W) + |
(L w)2 |
8 y 2 |
|
|
], |
||
где
w = 0,5(z5+z6)= 0,5 • (85 + 21) = 53
у= (z6−z5)/2π = (85− 21) /(2•3,14)= 10,2
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
|
(136 53) |
2 |
|
8 10,2 |
2 |
ацеп=0,25•25,4[(136−53) + |
|
] =1021 мм |
|||
|
|
|
|
||
Для свободного провисания цепи |
предусматриваем возможность |
||||
уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек: dд5=t/sin(180º/z5)=25,4/sin(180º/21)=170,42,6 мм dд6=t/sin(180º/z6)=25,4/sin(180º/85)=687,39 мм
Диаметры наружных окружностей звездочек при d1=15,88мм – диаметр ролика цепи :
Dе5=t(ctg(180º/z5)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180º/21)+0,7)− 0,31•15,88=181,38 мм
Dе6=t(ctg(180º/z6)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180º/85)+0,7)− 0,31•15,88=699,77 мм
Сила действующая на цепь:
окружная Ft.ц= 1922 Н.
центробежная Fv= υ2• q=2,6•1,2442=4,0 Н
от провисания цепи при коэффициенте провисания кf=1,4 при угле наклона передачи 60º
Ff= 9,81 кf• q• ацеп=9,81•1,4•2,6•1,021==36,5 Н
Расчетная нагрузка на валы:
Fв.ц= Ft.ц+2• Ff=1922+2•36,5=1995 Н
Коэффициент запаса прочности:
|
|
|
|
Q |
|
|
60 103 |
|
s |
|
|
|
|
|
|
25,56 |
|
k |
ä |
F F F |
|
1,2 1922 4,0 36,5 |
||||
|
|
t |
v |
f |
|
|
||
Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1.
Условие прочности s > [ s ] выполняется.