Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
08-03.doc
Скачиваний:
10
Добавлен:
04.06.2015
Размер:
471.04 Кб
Скачать
  1. Расчет клиноременной передачи

По номограмме 7.3 [3, стр. 134] принимаем сечение ремня Б. Высота ремня То = 13,5 мм, площадь поперченного сечения Б = 133 мм².

Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [3, стр. 137]:

d1 ≈ (3…4) ≈ (3…4) = 147,6…196,7 мм (26)

По табл. 7.7 [3, стр. 131] принимаем d1 = 150 мм.

Вычисляем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [3, стр. 137]:

(27)

где ε = (0,01…0,02) – коэффициент упругого скольжения.

(28)

По ГОСТ 17383-73 принимаем d2 = 420 мм.

Определяем фактическое передаточное отношение:

(29)

Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного:

(30)

Отклонение находится в допустимых пределах.

Определяем минимальное и максимальное межосевое расстояние по формуле 7.26 [3, стр. 137]

(31)

amax = d1 + d2 = 150 + 420 = 570 мм (32)

Определяем длину ремня по формуле 7.7 [3, стр. 137]:

(33)

Полученное значение округляем до стандартного значения = 2000 мм по ГОСТ 1284.3-96 [3, табл. 7.7].

Уточняем межосевое расстояние по формуле 7.7 [3, стр. 137]:

(34)

= 536 мм

Угол обхвата определяем по формуле 7.27 [3, стр. 137]:

(35)

0,4848

Принимаем коэффициенты:

Номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Ро = 1,76 кВт [3, табл. 7.8].

Коэффициент длины ремня Cl = 0,93 [3, табл. 7.9].

Коэффициент условий работы Ср = 1,1 [3, табл. 7.10].

Коэффициент угла обхвата Сα = 0,92 [3, стр. 135].

Коэффициент числа ремней Cz = 0,90 [3, стр. 135].

Определяем число ремней по формуле 7.29 [3, стр. 138]:

z = = = 6,2 (36)

Принимаем z = 5

Вычисляем скорость ремня:

(37)

Определяем натяжение ветви ремня по формуле 7.30 [3, стр. 138]:

Fo = = = 302 Н (38)

Силу, действующую на валы, определяем по формуле 7.31 [3, стр. 138]:

Fв = 2 · Fo · z · sin = 2 · 302 · 5 · sin 75,5 = 2666 Н (39)

Определяем рабочий ресурс ремней по формуле 7.32 [3, стр. 136]:

≥ [Но] (40)

где [Но] = 2000 ч – ресурс ремня;

Nоц = 4,7·106 – базовое число циклов для ремня сечением Б [3, стр. 136];

σ-1 – предел выносливости материала. σ-1 = 7 Н/мм².

σmax – максимальное напряжение, определяемое по формуле 7.18 [3, стр. 127]:

(41)

Где Eи – модуль продольной упругости при изгибе. Eи = 100 Н/мм².

ρ – плотность материала. ρ = 1100 кг/м³.

= 2076 ч > 2000 ч

Условие долговечности выполняется.

  1. Расчет червячной передачи

Предварительно определяем ожидаемую скорость скольжения червяка по формуле 2.33 [2, стр. 59]:

Vs ≈ = = 1,6 м/с

По таблице 2.18 [2, стр. 59] принимаем из II группы материалов БрА10Ж4Н4 с пределом прочности при растяжении σв = 700 МПа и пределом текучести σт = 460 МПа.

По формуле из таблице 2.19 [2, стр. 60] для материалов из II группы определяем допускаемое напряжение колеса:

[σ]Н = 250 – 25 · Vs = 250 – 25 · 1,6 = 210 МПа

Допускаемые напряжения изгиба при длительной работе определяем по таблице 2.20 [2, стр. 61]:

[σ]F = 0,12 · σВ · KFL

где KFL – коэффициент долговечности при расчетах на изгиб [2, стр. 61]. Принимаем KFL = 1.

[σ]F = 0,12 · 700 · 1 = 84 МПа

По таблице 2.21 [2, стр. 61] при передаточном отношении u = 10 принимаем число заходов червяка Z1 = 2 и число зубьев червячного колеса Z2 = 20.

По условию жесткости определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,250) · Z2 = (0,212…0,250) · 20 = 4,2…5,0

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по табл. 2.22 [2, стр. 62]: q = 8.

По условию контактной 2.34 [2, стр. 62] прочности находим межосевое расстояние:

aw = ·

При скорости скольжения Vs = 1,6 м/с принимаем коэффициент нагрузка Кн = 0,9.

aw = · = 223 мм

Определяем осевой модуль зацепления по формуле 2.35 [2, стр. 62]:

m = = = 15,93 мм

По таблице 2.23 [2, стр. 62] принимаем стандартное значение модуля m = 10 мм

Определяем действительное значение межосевого расстояния по формуле 2.36 [2, стр. 63]:

aw = 0,5 · m · (q + Z2) = 0,5 · 10 · (8 + 20) = 140 мм

Т.к. полученное значение соответствует стандартному, то корригирование не производим, т.е. Х = 0.

Определяем основные геометрические параметры червячной передачи по формулам из табл. 2.25 [2, стр. 63]:

для червяка:

Делительный диаметр:

d1 = q · m = 8 · 10 = 80,0 мм

Диаметр вершин витков:

da1 = d1 + 2 · m = 80 + 2 · 10 = 100,0 мм

Диаметр впадин:

df1 = d1 – 2,4 · m = 80 - 2,4 · 10 = 56,0 мм

Длина нарезной части:

b1 = m · (12,5 + 0,09 · Z2) = 10 · (12,5 + 0,09 · 20) = 143

для колеса:

Делительный диаметр:

d2 = Z2 · m = 20 · 10 = 200,0 мм

Диаметр вершин витков:

da2 = d2 + m · (2 + 2 · Х) = 200 + 10 · (2 + 2 · 0) = 220,0 мм

Диаметр впадин:

df2 = d2 – m · (2,4 – 2 · Х) = 200 - 10 · (2,4 – 2 · 0) = 176,0 мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

dam2 ≤ da2 + = 220 + = 235,0 мм

Длина нарезной части:

b2 ≤ 0,67 · da1 = 0,67 · 100 = 37 мм

Условный угол обхвата червяка колесом:

δ = arcsin = arcsin = arcsin 0,39 = 23,6°

Делительный угол подъема витка:

γ = arctg = arctg = arctg 0,25 = 14,2°.

Рисунок 1– Геометрические параметры червяка.

Рисунок 2- Геометрические параметры червячного колеса.

Вычисляем скорость скольжения червяка по формуле 2.38 [2, стр. 64] :

Vs = = = 1,1 м/с

Назначаем по табл. 2.26 [2, стр. 65] 8 степень точности передачи.

Определяем силы в зацеплении [2, стр. 66-67]:

окружная сила на червяке, численно равная осевой силе на колеса:

Ft1 = Fa2 = = = 8200 Н

окружная сила на колеса, численно равная осевой силе на червяке:

Ft2 = Fa1 = = = 27280 Н

Радиальная сила:

Fr1 = Fr2 = Fr = Ft2 · tg20° = 27280 · 0,3639 = 9927 Нм

Рисунок 3– Силы в зацеплении червячной передачи.

Проверяем соблюдений условий контактной прочности зубьев колеса по формуле 2.40 [2, стр. 67]:

σН = · ≤ [σ]Н

σН = · = 210 МПа

Расчетное контактное напряжение отличается от допустимого на 0,00%, что находится в допустимых пределах (-20… + 5)%.

Проверяем червячное колесо на изгиб.

Определяем удельную окружную нагрузку [2, стр. 67]:

qFt = = = 664 Н/мм²

Определяем модуль червяка в нормальном сечении [2, стр. 67]:

mn = m · cos γ = 10 · 0,9601 = 9,6 мм

Определяем эквивалентное число зубьев колеса по формуле [2, стр. 67]:

Zv2 = Z2 / cos² γ = 20 / 0,885 = 23

По таблице 2.28 [2, стр. 68] принимаем коэффициент формы зуба Yf = 1,44.

Расчетное напряжение изгиба определяем по формуле 2.41 [2, стр. 67]:

σF = = = 70 МПа

Условие прочности выполняется, т.к.

σF < [σ]F

70 МПа < 84 МПа

Тепловой расчет передачи сводим к определению температуры масла в корпусе червячной передачи:

tм = tв + (1 – η) · ≤ [tм]

где tв – температура воздуха вне корпуса;

[tм] – допускаемая температура масла в корпусе;

Р1 – мощность на червяке;

Кт – коэффициент теплоотдачи;

А – площадь свободной поверхности корпуса редуктора.

Для редуктора без ребер площадь свободной поверхности корпуса определяем по формуле:

А = 20 · aw² = 20 · 140² = 0,39 м²

Принимаем tв = 20 °С, [tм] = 80 °С, Кт = 24.

tм = 20 + (1 – 0,84) · = 73 ≤ 80 °С

Рассчитываем червяк на жесткость. Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка определяем по формуле [2, стр. 69]:

стрела прогиба по формуле [2, стр. 69]:

Допускаемый прогиб [2, стр. 69]:

мм

Таким образом, жесткость обеспечена, так как .

  1. Схема сил в зацеплении

Рисунок 1– Схема сил для всего привода.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.