Кінематична схема з куле рацією валів
1.2.4. Розрахунок крутних моментів.
Номінальна потужність на другому валу
Р₂=
=
=25,2
кВт.
Т₁=
=
=84,74
Нм ;
Т₂=
=
=168
Нм ;
Т₃=
=
=493,7
Нм.
Розраховуємо довжину клинового ременя L.
L=
ra+
0,5 П
(d₁+d₂)=
=1560,8
мм
1.2.5. Проектування вихідних діаметрів валів:
d₁=
=27,85
мм.
d₂=
=34,98
мм.
d₃=
=50,01
мм.
За [Э], С 162, приймаємо най ближчі більші значення діаметрів зі стандартного ряду d₁=28 мм. ; d₂=36 мм. ; d₃=55 мм.
Параметри |
Вал1 |
ВАЛ 2 |
ВАЛ 3 |
|
Номінальна потужністьР₁кВт |
261 |
25,2 |
23,5 |
|
Частота
обертання
|
2943 |
1433 |
455 |
|
Кутова
швидкість |
308 |
150 |
47,6 |
|
Крутний момент Т₁ Нм |
34,74 |
168 |
493,7 |
|
Вихідний діаметр валу d₁ мм |
28 |
36 |
55 |
|
Передаточне число |
2,054 |
3.15 |
||
2. Розрахунок клиннопасової передачі .
2.1 .Розрахунок діаметрів шківів.
Діаметр
меншого шківа d₁≈(34)
131,76÷175,68
мм (160 мм).
Діаметр більшого шківа d₂= 323,71мм, 315мм.
2.2. Уточнення передаточного відношення.
Vпас.=
=
=1,999
2.3. Кут охоплення меншого шківа d₁.
d₁-180-57
=159⁰.
2.4. Натягнення гілки ременя F₀
F₀=
+
;
=0,5
=
0,5
308
106
=24,64
м/с.
2.5. Робочий ресурс передачі Н₀.
Н₀=
СіСн=1,5
- 0,5= 1,5
-
0,5= 11,48 ;
F₀= 1,8 133=239,4 Н ;
3. Розрахунок зубчастої передачі .
3.1.Вибір матеріалу шестерні та колеса.
За відсутності вимог до габаритів передачі , обираємо матеріал з середніми механічними характеристиками, за [Э] .
3.2. Розрахунок допустимого контактного напруження . Допустиме контактне напруження для шестерні:
[
]=
[
]=
=482МПₐ.
Допустиме
контактне напруження колеса =
3.3.Визначення
міжосьової відстані
ᵤ
.
ᵤ=
(
Vзуб
+1)
,
де - коефіцієнт що враховує не рівномірність розподілення між зубцями. Попри симетричне розташування коліс відносно опор ,
Кнᵦ попередньо приймаємо ,як для несиметричного розташування
Кнᵦ
= 1,25 ;
- коефіцієнт ширини вінця за міжосьової
відстані,за ГОСТ 2185-66, вибираємо
=0,40.
ᵤ=43
=173,1
мм.
3.4.Вибір модуля .
Нормальний модуль зачеплення приймаємо за рекомендацією:
тn(0,01
2
·60 шестерні та колеса. Попередньо
приймаємо кут нахилу зубців
,
число зубців шестерні ƶ₁.
Ƶ₁=
=38.
Приймаємо
ƶ₁
=38. Число зубів ƶ₂
, = ƶ₁
=38
Приймаємо ƶ₂ =120.
=
=0,9875,
кут нахилу зубців
=9
.
3.5. Розрахунок основних розмірів шестерні та колеса.
Ділильні діаметри шестерні та колеса : d₁ та d₂
d₁
=
=
=96,2
мм.
d₂=
=303,8
мм.
Перевірка між осевої відстані .
ᵤ=
=
=200
мм.
Ширина шестерні в₁ , в₁=в₂+5= 80+5=85мм.
Визначаємо
коефіцієнт ширини шестерні по діаметру
ва
ва=
=
3.6. Вибір ступеню точності передачі.
Окружна швидкість шестерні 𝜗.
=
.
При такій швидкості ,за [Э] ,с32 , приймаємо
8-й ступінь точності.
3.7. Розрахунок коефіцієнту навантаження
Кн.
Кн = Кн
,
де
Кн
за [Э] , таб. 3,5 , при
ва=0,88
твердості
НВ
350
і несиметричному розташуванні коліс
відносно опор, Кн
=1,09
;
,
при 𝜗=
і 8-му ступені точності ,
,
при 𝜗=
і НВ
350;
=1,0
.
Кн
= 1,09
3.8.
Перевірка контактних напружень
=
=
75МПа
].
3.9.
Перевірка зубців на витривалості по
напруженням згину
F.
Розрахунок проводиться для зубців
колеса з меншим відношенням[
F]⧸YF.
Допустиме
напруження[
F].
[
F]=
тв⧸[
F]
, де
[
F]
– коефіцієнт безпеки, за [Э] , таб. 3,9 ,
[
F]=1,75.
Відповідно для шестерні
н=
1,8
;
для
колеса
360
МПа.
Ƶᵥ₁=
₁⧸
38⧸
39
;
ᵥ₁= Ƶ₂⧸ 120⧸ 125 ;
За
С42 ,для Ƶ₁=39,
YF1
=3,71 ; для
ᵥ₁=
125 ,
YF2
=3,60. Знаходимо відношення
F]⧸YF
для шестерні колеса.
F1]⧸YF1=237⧸3,17=63.9 МПа
2]⧸ YF 2=200⧸3,6=57,2 МПа
Перевірку проводимо для зубців колеса.
F2=
2]т
де F1-
окільна сила, що діє в зачепленні
=2
d₂=2
303,8=3250
Н ;
К
=1,2
та К
=1,3.
Y -коефіцієнт що компенсує похибку через кут нахилу зубів
Y
=1-
=1-
=0,94
;
К
-
коефіцієнт , що враховує періодичність
розподілення навантаження між зубцями
, За
С47 ,приймаємо К
=
0,92 ;
F2=
=206
МПа.
Умовна міцність виконується.