Литье в разовые песчаные формы

 – рабочая ширина  венца и диаметр начальной  окружности колеса, по которому  выполняют расчет, мм;

 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубых передач:

                                                                               

где  n=8 – степень точности передачи

                                                     

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба колеса:

                                                         

- коэффициент,  учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

                                                                   

где  - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

 

где  - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головки зуба:

                                                         (4, табл. П2.11, стр. 146)

- коэффициент,  учитывающий влияние разности  шагов в зацеплении зубьев :

                (4, табл. П2.10, стр. 146)

Определяем отношение 

;                        ;

Так как , то расчет ведем по колесу

 

 

 

 

 

 

Условие прочности выполняется.

2.1.10. Проверочный расчет при изгибе максимальной нагрузкой

Остаточные деформации или  хрупкий излом зубьев предотвращается  при выполнении условия

 

88,2

 

Условие прочности выполняется.

2.1.11. Параметры зацепления зубчатой передачи

Внешнее конусное расстояние

 

где - суммарное число зубьев:

 

 

Среднее конусное расстояние

 

Коэффициент радиального  смещения у шестерни

 

Коэффициент тангенционального смещения у шестерни при

 

Внешняя высота зуба

 мм

Внешняя высота головки зуба

 

 

 

Внешняя высота ножки зуба

 

 

Угол ножки зуба

 

 

Угол головки зуба

 

 

Внешний диаметр вершин зубьев

 

 

 

Параметры зацепления конической передачи представляем в табл. 2. 3

Таблица 2.3 Параметры зацепления конической передачи

Наименование параметра	Обозначение	Единица измерения	Значение
			Шестерня	Колесо
1	2	3	4	5
Внешний окружной модуль	mte	мм	4	4
Средний окружной модуль	mtm	мм	3,45	3,45
Внешнее конусное расстояние	Re	мм	132,2	132,2
Среднее конусное расстояние	Rm	мм	114,2	114,2
Ширина зубчатого венца		мм	36	36
Коэффициент радиального  смещения		-	0,338	-
Коэффициент тангенционального смещения		-	0,0765	-
Продолжение таблицы 2. 3
1	2	3	4	5
Угол наклона зубьев		градус	27	27
Число зубьев	Z	-	20	63
Внешний делительный диаметр	de	мм	80	252
Средний делительный диаметр	dm	мм	69,11	217,69
Угол делительного конуса		градус	17,61	72,39
Внешняя высота головки зуба		мм	4,768	2,36
Внешняя высота ножки зуба		мм	3,162	5,57
Внешняя высота зуба		мм	7,93	7,93
Угол ножки зуба		градус	1,37	2,41
Угол головки зуба		градус	2,41	1,37
Внешний диаметр вершин зубьев		мм	89,09	253,428

 

2. 2. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

2. 2. 1. выбор материала для изготовления шестерни и колеса

Принимаем для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, , для колеса сталь 40Л, термообработка – норматизация,

2. 2. 2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса по формуле

 

 

 

 

где - коэффициент безопасности, (4, стр. 53)

- коэффициент  долговечности:

 

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости:

 

 

 

- эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для шестерни циклов (см. расчет быстроходной ступени).

Для колеса циклов.

Так как  и , то и

 

 

В дальнейшем за расчетное  принимаем напряжение

 

2. 2. 3. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельно допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса определяются по формуле:

                                                     

где - предел текучести материала, МПа:

 

 

2. 2. 4. Проектировочный расчет на контактную выносливость

Принимаем предварительно зубчатую передачу прямозубой. Диаметр начальной  окружности , мм) определяется по формуле:

                                      

где  – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач

 

- вращающий элемент  на шестерне рассчитываемой пары. В нашем случае 

 

- передаточное  число тихоходной ступени:

 

 

- параметр, выбираемый в зависимости от твердости рабочих зубьев и расположения колес относительно опор:

                                                       

– коэффициент, учитывающий  неравномерность нагрузки по длине  зуба:

 

 

Окружная скорость шестерни

 

Так как =

По приложению 2 назначаем 8-ю степень точности.

Рабочая ширина венца шестерни определяется по формуле:

                                                      

                                                      

Модуль зацепления определяется по формуле:

                                                         

где  - параметр, выбираемый в зависимости от типа передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:

 

Принимаем =27.

                                                               

По таблице П 2. 9 (4, прилож. 2) принимаем m=1,75 мм.

Число зубьев шестерни  ;

                                  колеса  .

 

Уточняем величины:

- передаточного числа:

 

- диаметры начальных окружностей

 

 

 

- межосевого расстояния:

 

- окружную скорость шестерни:

 

Рабочая ширина венца колеса:

 

2. 2. 5. Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие:

                  (4, стр. 57)

где  , для прямозубой передачи ;

 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес:

;

- коэффициент,  учитывающий суммарную длину  контактных линий, для прямозубых  передач:

 

где  - коэффициент торцового перекрытия

                                        (4, стр. 90)

                                        =1,805

 

где  - удельная расчетная сила (Н/мм):

 

где

 (см. выше)

К_Hγ - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

 

где  - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

            (4, табл. П2.11, стр. 146)

                           (4, табл. П2.10, стр. 146)

 

 

 

 

 

=368,2 МПа

Для стальных зубчатых колес  недонапряжение составит

 

Условие прочности выполняется.

2. 2. 6. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение, создаваемое  наибольшей нагрузкой, определяется по формуле:

                                                ,

где   

 

2. 2. 7. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:

(4, стр. 59)          

 

 

 

 

 

где - коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность передачи:

                                                   (4, стр.60)

где  - коэффициент, учитывающий переменность направления нагрузки на зуб:

 

- коэффициент  долговечности:

(4, стр. 99)

где - базовое число циклов перемены напряжений циклов для обоих колес.

- эквивалентное  число циклов перемены  напряжений, определяемое в зависимости от вида нагружения передачи:

 

При постоянной нагрузке и

 

= 462,85 об/мин;         с=1,0;          е = 42048 час

 циклов

 циклов

Так как ,

тогда ;

а.

2. 2. 8. Определение допускаемых напряжений при расчете5 на прочность при изгибе максимальной нагрузки

Допускаемые предельные напряжения определяются по формуле:

                   (4, стр. 61)

 

 

 

- коэффициент  безопасности:

 

- коэффициент,  учитывающий градиент напряжений  и чувствительности материала  и концентрации напряжений:

                                                                   (4, прилож. 2, рис. П2.2, стр. 145)

– коэффициент, учитывающий  размеры зубчатого колеса:

                                                                                (4, прилож. 2,рис. П2.5)

 

 

2. 2. 9. Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия

             (4, стр. 61)

где - коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев (4, прилож. 2, рис. П2.2);  для прямозубых конических колес:

                                                       (4, стр. 94)

3,60;      ;

 колеса прямозубые).

                                          

 

                                    

- коэффициент,  учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

                                                                   

где  - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

 

 

            (4, табл. П2.11, стр. 146)

                           (4, табл. П2.10, стр. 146)

Определяем отношение 

;                        ;

Так как , то расчет ведем по колесу

 

 

 

 

 

Условие прочности выполняется.

2. 2. 10. проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузки

Остаточный деформации или  хрупкий излом зубьев предупреждается  при выполнении условия:

 

 

Условие прочности выполняется.

2. 2. 11. Параметры зубчатой передачи

Диаметры окружностей  выступов зубьев шестерни и колеса:

 

 

 

Диаметры окружностей  впадин:

 

 

 

Общая ширина зубчатого венца  шестерни 1 и колеса 2 определяется по формуле:

 

 

 

Таблица 2. 4. Параметры цилиндрического  зубчатого зацепления

Параметр	Обозначение	Единица измерения	Значение
			шестерня	колесо
Модуль зацепления	m	мм	1,75	1,75
Число зубьев	Z	-	60	150
Диаметр начальной окружности	dw	мм	105	262,5
Делительный	d	мм	105	262,5
Диаметр окружности вершин	da	мм	108,5	266
Диаметр окружности впадин	df	мм	100,625	258,125
Рабочая ширина венца	bw	мм	42	37
Общая ширина венца	b	мм	44	39

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет открытой цепной передачи

Проектный расчет

3. 1. Определим шаг цепи p, мм:

                                                           (1, стр. 89)

где - вращающий момент на ведущей звездочке:

 

- коэффициент  эксплуатации, который представляет  собой произведение пяти коэффициентов,  учитывающих различные условия работы передачи (1, табл. 5.7)

 

= 1,2

= 1,5

= 1,0

= 0,8

= 1,25

                                     (1, табл. 5.7, стр. 90)

- число зубьев ведущей звездочки:

 

- допускаемое  давление в шарнирах цепи:

 

V – число рядов цепи:

V=1

 

3.2. Число зубьев ведомой звездочки

 

3. 3. Определяем фактическое передаточное число

 

 

3. 4. Оптимальное межосевое расстояние a, мм:

 

3. 5. Определим число звеньев цепи

 

 

3. 6. Уточним межосевое расстояние в шагах:

 

 

3. 7. Фактическое межосевое расстояние:

 

3. 8. Определим длину цепи l, мм:

 

3. 9. Диаметр звездочек.

Диаметр делительной  окружности:

 

 

Диаметр окружности выступов:

 

 

 

где  - коэффициент высоты зуба:

 

 

 

 

- геометрическая характеристика зацепления (здесь d₃ – диаметр рожка шарнира цепи, d₃=19,05 (1, табл. К32, стр. 219)):

 

 

 

Диаметр окружности впадин:

 

 

 

Проверочный расчет

3. 10. Проверим частоту вращения меньшей звездочки n₁, об/мин:

 

 

 

3. 11. Проверим число ударов цепи о зубья звездочек U, с ^-1:

 

где

 

 

3. 12. Определим фактическую скорость цепи:

 

3. 13. Окружная сила, передаваемая цепью,

 

3. 14. Проверим давление в шарнирах цепи p_ц, Н/мм ²:

                                              

где

  - допускаемое  давление в шарнирах цепи 

Принимаем повторяем расчет цепной передачи:

 

 

Принимаем .

Число звеньев цепи

 

Принимаем

Уточним межосевое расстояние в шагах:

.

Фактическое межосевое расстояние:

 

Определим длину цепи l, мм:

 

Диаметры делительных  поверхностей:

 

 

 

K=0, 7;

 

 

 

 

 

 

 

Фактическая скорость цепи:

 

Окружная сила , передаваемое цепью:

 

Проверим давление в шарнирах цепи:

 

 

3. 15. Проверим прочность цепи

Прочность цепи удовлетворяется  соотношением

                                                 

где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности;

S – расчетный коэффициент запаса прочности: