Параметры цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Угол наклона зубьев β		Межосевое расстояние аw
Модуль зацепления т	1,5	Диаметры делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	73,5
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2		Диаметр окружности вершин: шестерни dа1 колеса dа2	76,5
Вид зубьев	прямозубая	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	69,9 362,4
Проверочный расчет
параметр	Допуска-емые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения , Н/мм 2	499,00		3,5%
Напряжения изгиба, Н/мм 2		267,80	147,1	56%
	247,20	146,3	52%

 

 

 

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ

 

5.1. Определяем диаметр ведущего шкива d₁, мм:

d₁ = (35…70) = 98…196 мм.

где: = 2,8 – толщина ремня, мм.

принимаем:

d₁ = 100 мм.

5.2. Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

d₂ = d₁u_оп(1 - ) = 100´2,6´(1 -0,01) = 257,4 мм.

где: =0,01…0,02 – коэффициент скольжения.

полученное значение округляем по таб. К40. до стандартного ближайшего числа и принимаем:

d₂ = 250 мм.

5.3. Определяем фактическое передаточное число и_ф и проверяем его отклонение ∆и_ф от заданного и:

u_ф = ; ∆u = % < 3%:

u_ф = 2,62; ∆u = =0,73%

5.4. Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

а > 1,5(d₁ + d₂) = 1,5´(100 + 260) = 540 мм.

5.5. Определяем расчетную длину ремня l, мм:

l = =

= =1657,05 мм

округляем до стандартного ближайшего числа по таб. К31.:

l = 1700 мм.

5.6. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине а, мм:

а = =

=

= 561,7 мм.

 

5.7. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , град:

град.

5.8. Определяем скорость ремня , м/с:

м/с < ,

= 35 м/с – допускаемая скорость.

5.9. Определяем частоту пробегов ремня U, с ^-1:

U = /l = 3,66´1000/1700 = 2,15 < [U ],

где [U ]= 15 с ^-1 – допускаемая частота пробегов.

5.10. Определяем окружную силу, передаваемую ремнем F_t, Н:

F_t = = 611,1 Н.

5.11. Определяем допускаемую удельную окружную силу , Н/мм²:

=

= [0.9]´1´0,95´1,03´0,8´1,13´0,85 = 0,68 Н/мм ² .

где: - допускаемая приведенная удельная окружная сила, Н/мм²: Определяется по таб. 5.1. интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива d₁.

С – поправочные коэффициенты таб. 5.2.

5.12. Определяем ширину ремня b, мм.

320,9 мм.

по таб. 13.15. принимаем b = 321 мм.

 

5.13. Определяем площадь поперечного сечения ремня А, мм².

А = b = 2,8´321 = 898 мм².

 

5.14. Определяем силу предварительного натяжения F₀, Н.

F₀ = А = 898´2 = 1796 Н.

где: , Н/мм ² – предварительное напряжение таб. 5.1.

5.15. Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня, Н:

Н;

Н;

5.16. Определяем силу давления ремня на вал F_оп, Н:

3539,31Н.

 

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ

5.17. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм ² :

,

где а) - напряжение растяжения, Н/мм ² :

2,34 Н/мм ²

б) - напряжение изгиба, Н/мм² :

4,8 Н/мм ² .

здесь = 80…100 мм ² – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.

в) - напряжение от центробежных сил, Н/мм ² :

0,015 Н/мм ²

где = 1000…1200 кг/м ³ – плотность материала ремня.

,

Условие прочности выполняется.

Таблица 5

Параметры плоскоременной передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Плоский	Частота пробегов ремня U, 1/с	2,15
Межосевое расстояние а, мм	561,7	Диаметр ведущего шкива d2, мм.
Толщина ремня , мм	2,8	Диаметр ведомого шкива d2, мм
Ширина ремня b, мм		Максимальное напряжение , Н/мм 2	7,15
Длина ремня l, мм		Предварительное натяжение ремня F0 , Н
Угол обхвата малого шкива , град.	163,55	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	3539,31

 

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

6.1. Определяем силы в зацеплении закрытых передач.

а) на шестерни:

окружная

F_t1 = F_t2 = 1594,24 Н.

радиальная

F_r1 = F_r2 = 580,26 Н.

б) на колесе:

окружная:

F_t2 = = 1743,16 Н.

радиальная:

F_r2 = = 634,45 Н.

где: = 20⁰ - угол зацепления.

6.2. Определяем консольные силы.

3592 Н.

F_М = 2232,57 Н.

 

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

 

7.1. Выбираем материал для валов.

сталь 40ХН по таб. 3.1.

термообработка – Улучшение;

твердость заготовки – 235 … 262 НВ;

предел прочности – σ_в = 790 Н/мм²;

предел текучести – σ_Т = 640 Н/мм²;

предел выносливости – σ_-1 = 375 Н/мм².

7.2. Выбираем допускаемые напряжения на кручение

[ ] = 10 – для быстроходного вала;

[ ] = 20 – для тихоходного вала.

 

7.3. Определяем геометрические параметры ступеней валов.

а) вал – шестерня цилиндрическая

под шкив:

мм.

где: М_к = Т₁ – крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.

полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.

d₁ = 34 мм.

l₁ = (1,2 … 1,5)d₁ = (1,2 … 1,5)´34 = 40,8…51,0 мм.

по таб. 13.15. принимаем

L₁ = 46 мм.

l₃ - определяется графически на эскизной компоновке.

L₃ = мм.

под подшипник

d₄ = d₂ = 55 мм.

L₄ = B + c = 21 + 2=23 мм.

полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.

L₄ = 23 мм.

L₂ = 1,5d₂ = 1,5´55 = 82,5 мм

 

упорная или под резьбу:

d₅ = d₃ +3f = 67,8 мм.

где: f = 2 – ориентировочная величина фаски ступицы.

полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.

d₅ = 68 мм.

L₅ – определяем графически.

L₅ = мм.

 

7.4. Предварительно выбираем подшипники качения.

а) для вала шестерни цилиндрической:

Роликовые конические однорядные

Средняя широ кая серия 7607 ГОСТ 27365-87

d = 35, D = 80, T = 33,0, b = 31, c = 27, r = 2,5, r₁ = 0,8, С_r = 76,0 кН, C_0r = = 61,5 кН, е = 0,296, Y = 2,026, Y₀ = 1,114

 

б) для колеса:

Радиальные шариковые однорядные

Легкая серия 210 ГОСТ 8338-75

d = 50, D = 90, B = 20, r = 2, С_r = 35,1 кН, C_0r = 19,8 кН,

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

d₂ = d₁ + 2t = 39мм.

где: t = 2.5 – высота буртика.

полученное значение округляем по таб. К27 до стандартного числа

d₂ = 40 мм.

l₂ = 1,5d₂ = 1,5´40 = 60 мм

по таб. 13.15. принимаем:

l₂ = 53 мм.

Под шестерню:

d₃ = d₂ + 3,2r = 40 + 3,2´2,5 = 48 мм

где: r = 2,5 – координата фаски подшипника.

полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.

d₃ = 48 мм.

l₃ - определяется графически на эскизной компоновке.

L ₃ = мм.

Под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

L₄ = T + c = 33 +1,5 = 34,6 мм.

полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.

L₄ = 34 мм.

Рисунок 7.1. Эскиз быстроходного вала

 

 

б) вал колеса под полумуфту:

мм.

где: М_к = Т₂ – крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.

Полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа - d₁ = 44 мм.

l₁ = (1 … 1,5)d₁ = (1 … 1,5)´44 = 44…66 мм.

по таб. 13.15. принимаем

l₁ = 52 мм.

под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂ = d₁ + 2t = 44 + 2´2,8 = 49,6 мм.

где: t = 2.8 – высота буртика.

полученное значение округляем по таб. К27 до стандартного числа

d₂ = 50 мм.

l₂ = 1,25d₂ = 1,25´50 = 62,5 мм

по таб. 13.15. принимаем

l₂ = 63 мм.

под колесо:

d₃ = d₂ + 3,2r = 50 + 3,2´2,5 = 58 мм

где: r = 2,5 – координата фаски подшипника.

полученное значение округляем по таб. 13.15. до ближайшего стандартного числа.

d₃ = 58 мм.

Рис.7.2. Эскиз тихоходного вала

 

 

Таблица 6