Расчет открытой цилиндрической передачи

5.1 Исходные данные:

Моменты на шестерне и колесе

Т₁=Т_т=81,49 Нм; Т₂=Т₃=398,2 Нм; n₁=n_т=160,6мин^-1; n₂=n₃=30,8мин^-1; L_h=21500ч; U=U_пц=5,2.

 

5.2 Выбор материала колес.

Для колеса и для шестерни принимаем сталь 40Х.

Термическая обработка – улучшение.

Твердость: для колеса – НВ=260…280, для шестерни – НВ=230…260.

В качестве расчетной контактной твердости материала принимаем ее среднее значение.

Для шестерни (2, с.59): НВ₁=0,5(НВ_min+HB_max)=0,5(260+280)=270МПа

Для колеса: НВ₂=0,5(НВ_min+НВ_max)=0,5*(230+260)=245Мпа

 

5.3 Допускаемые контактные напряжения.

Предел контактной выносливости зубьев:

для шестерни σ^о_Flimb1=1,75*HB₁=1,75*270=472,5МПа

для колеса σ^о_Flimb2=1,75*HB₂=1,75*245=428,8МПа

Расчетное число циклов напряжений:

N_k =60*n*c*L_h,

где n - частота вращения колеса, по материалу которого определяем допустимые напряжения;

с =1 - число зацеплений зуба за один оборот колеса;

L_h=21500 - расчетный ресурс работы передачи;

Тогда для шестерни N_k1=60*160,6*1*21500=207*10⁶циклов,

для колеса N_k2=60*30,8*1*21500=39*10⁶циклов.

Определяем коэффициент долговечности:

N_Flim=4*10⁶циклов

Для шестерни

Для колеса

С учетом рекомендаций (2, с.60), принимаем = =1

По рекомендации (2, с.60) принимаем коэффиццент, учитывающий способ приложения на г рузки, при одностороннем приложении Y_А=1.

S_F – коэффициент запаса прочности, S_F=1,7 (см. табл.5.4)

Определяем допустимые напряжения изгиба по формуле:

Для шестерни

Для колеса

 

5.4 Определяем основные геометрические параметры передачи

Модуль передачи (4, с.96)

Уточная полученное значение модуля по ГОСТ 9563-60 (см. с.62), принимаем m=1,5мм.

Диаметры делительных окружностей:

для шестерни d_w1=m*z₁=1,5*20=30мм;

для колеса d_w2=m*z₂=1,5*141=211,5мм.

Межосевое расстояние передачи а_w=0,5(d_w1+ d_w2)=0,5(30+211,5)=120,8мм.

Ширина зубчатого венца b_w=Ψ_bd*d_w1=0,8*30=24мм. По ГОСТ 6636-69 принимаем b_w=24мм.

 

 

5.5 Выполняем проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Окружная сила F_t=2T₂/d_w2=2*398,2*10³/211,5=3763,6 H.

Коэффициент нагрузки [см. формулу (5.50)]

K_F=K_A*K_Fb*K_Fv*K_Fα=1*1,15*1,03*1=1,18.

Здесь K_A=1; K_Fb=1,15 (см. рис. 5.8); K_Fα=1; K_Fv=1,03 (см. табл.5.11) при окружной скорости колес

По таблице 5.7 назначаем степень точности передачи 9.

Коэффициент формы зуба шестерни Y_FS1=4,08, Y_FS2=3,6 (см. с.67).

Определяем напряжения изгиба для наиболее слабого элемента:

для шестерни σ_FP1/ Y_FS1=277,9/4,08=68,1;

для колеса σ_FP2/ Y_FS2=252,2/3,6=70,1.

Итак, наиболее слабый элемент – шестерня. Поэтому напряжение изгиба рассчитываем для шестерни:

что больше допустимого значения.

Степень перегрузки зубчатой передачи

Поскольку полученная степень перегрузки превышает 5%, что недопустимо, корректируем ширину зубчатого венца шестерни:

Принимаем =100мм. Вычисляем параметр Ψ_bd= /d_w1=40/211,5=0,2, что допустимо.

Диаметры окружности вершин зубьев:

шестерни d_a1=d_w1+2m=30+2*1,5=33мм;

колеса d_a2=d_w2+2m=211,5+2*1,5=214,5мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев:

шестерни d _f1 = d_w1-2,5m=30-2,5*1,5=26,3мм;

колеса d _f2 = d_w2-2,5m=211,5-2,5*1,5=207,8мм.

 

5.6 Определяем силы, действующие в зацеплении:

окружные F_t1=- F_t2=560H;

радиальная F_r1=- F_r2=F_t*tgα=560*0,364=203,8H (при угле зацепления α=20^о).

 

РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные

P=P_дв=1,5кВт; n₁=n_дв=2850мин^-1; U=U_pn=2,5

 

6.1 Определяем вращающий момент на ведущем шкиве

T₁=30*p/πn₁=30*1,5*10³/3,14*2850=5,03Нм

По таблице 7.2 с учетом полученного значения T₁ выбираем тип клинового ремня Z(O).

 

6.2 Вычисляем диаметр ведущего шкива [см. формулу (7.4)]:

где С – коэффициент пропорциональности, С=40

Из ряда стандартных значений диаметра принимаем d₁=71мм.

Диаметр ведомого шкива

d₂=d₁*U(1-ξ)=71*2,5(1-0,02)=173,9мм

Из ряда стандартных значений диаметра принимаем d₂=180мм.

 

6.3 Межосевое расстояние предварительно определяем по формуле (7.6):

a=0,55(d₁+d₂)+h=0,55(71+180)+6=144,1мм

Параметр h выбираем по таблице 7.2. Принимаем а=144мм.

 

6.4 Длину ремня рассчитываем по формуле (7.7):

L=2a+π(d₁+d₂)/2+(d₂-d₁)/4a=2*144+3,14(71+180)/2+(180-71)/4*144=682,3мм

Из ряда длин выбираем L=710мм.

 

6.5 Уточняем межосевое расстояние передачи [см. формулу(7.8)]

6.6 Угол обхвата ремнем меньшего шкива [см. формулу (7.9)]

α=180^о-57(d₂-d₁)/а=180^о-57(180-71)/630,5=170,14^о≥[α]

 

6.7 Скорость ремня вычисляем по формуле (7.1):

v=π*d₁*n₁/60*10³=10,6м/с.

 

6.8 Необходимое число ремней определяем по формуле (7.31).

С учетом характера нагрузки и условий эксплуатации [см. формулу(7.29)]

P_p=P₀*C_α*C_L*C_u*C_p=0,95*0,97*0,82*1,14*0,9=0,78кВт.

По таблице 7.3 с учетом полученных значений диаметра ведомого шкива и скорости получаем P₀=0,95кВт. Коэффициент C_α=0,97, C_p=0,9 (см. с.122).

По формуле (7.30) C_L= Коэффициент C_u=1,14 (см. с.123)

Коэффициент C_z определяем по приближенному числу ремней

z`=P/ P_p=1,5/0,78=1,9.

Тогда C_z=1 (см. с.123).

Требуемое число ремней

z=P/(P_p* C_z)=1,9

Окончательно принимаем z=2.

 

6.9 Силы предварительного натяжения ремня [см. формулу (7.11)] с учетом напряжения σ₀=1,6МПа для клиновых ремней и площади поперечного сечения ремня А=47мм² (см. табл. 7.2):

F₀= σ₀*A=1,6*47=75,2Н.

 

6.10 Нагрузка на валы и опоры [см. формулу (7.19)] с учетом числа ремней

F_B=2F₀*z*sin(α₁/2)=2*75,2*2*0,99=297,8Н.