3. Расчет передач.

3.1 Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета:

- передаваемая мощность Р_тр=7,796 кВт;

- частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв=1458 об/мин;

- передаточное отношение U_рем=2.1;

- скольжение ремня ε=0,015

По номограмме (рис 7.35 [1]) принимаем сечение клинового ремня Б.

Диаметр меньшего шкива равен:

d₁=(3..4)=(3..4)

Принимаем d₁=140 мм (ГОСТ 17383-73).

Диаметр большего шкива равен:

d₂=U_рем∙d₁(1-ε)=2.1∙140(1-0.015)=294 мм

Принимаем d₂=280 мм (ГОСТ17383-73)

Уточняем передаточное отношение

Отклонение составляет 3.5%, что допустимо.

Межосевое расстояние принимаем в интервале а_min≤a_p≤a_max,

а_min=0.55∙(d₁+d₂)+T₀=0.55(140+280)+10,5=241.5 мм

Где Т₀– высота сечения ремня (табл. 7.7 [1])

a_max= 2(d₁+d₂)=840 мм

Принимаем а_р=520 мм.

Расчетная длина ремня равна

L=2∙a_p+0.5∙π(d₁+d₂)+

L=2∙520+0.5∙3.14∙(140+280)+=1708 мм

Ближайшая длина ремня по стандарту (ГОСТ 1284.1-80) L=1800 мм.

Уточняем межосевое расстояние а_р=534 мм

При монтаже передачи обеспечим возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01∙L=0.01∙1800=18 мм для облегчения надевания ремней и возможность увеличения его на 0,025∙L=0.025∙1800=45 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива равен:

α₁=180°-

α₁=180°-

Число ремней в передаче определяем по формуле:

p₀- мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

Принимаем p₀=3.1 кВт (табл. 7.8[1]).

С_р– коэффициент режима работы (С_р=1 – режим работы легкий);

С_L– коэффициент учитывающий влияние длины ремня, принимаем С_L=1. (табл. 7.2 [1]);

C_α– коэффициент учитывающий число ремней в передаче, принимаем С_α=0,93 приz=2..3.

Принимаем z=3

Натяжение ветви клинового ремня определим по формуле:

υ – скорость ремня

Q– коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. ПринимаемQ= 0,18 м∙с²/м².

Давление на валы:

F_B=2∙F₀∙z∙sin(α₁/2)

Где sin(α₁/2)=sin(165/2)=0.994

F_B=2∙233∙3∙0.991=1385H

Ширина шкивов

В_шк=(z-1)l+2∙f

Где l=15 мм;f= 10 мм (табл. 7.12 [1]).

В_шк=(3-1)15+2∙10=50 мм.

3.2 Расчет конической прямозубой передачи.

Принимаем для шестерни и колеса одну марку стали, но с различной термообработкой.

По табл.3.3 [1] принимаем: для шестерни - сталь 40Х с твердостью НВ=270; для колеса - сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=245.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (см. ф. 6.33[1]) при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев колеса:

N_H=60∙n∙L_h=60∙694,2∙15000=624,8∙10⁶циклов

Базовое число циклов перемены напряжений по графику (рис. 6.21 [1]): N_HO=8510⁶приHВ 270 единиц.

где для колеса: _Hlimb =2·НВ+70=2·245+70=560 МПа.

Коэффициент безопасности:

Допускаемое контактное напряжение:

[S_H ]=1,1.

Тогда:

Определим параметры передачи (см. рис.4.1).

Внешний делительный диаметр колеса:

где: К_Н =1,35 при консольном расположении колеса;

_bRe =0,285- коэффициент ширины венца;

К_а =99.

Тогда:

Принимаем по ГОСТ 12289-76 d_e2 =315 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁ =26.

Число зубьев колеса: z₂ =z₁·и_КП =26·3,15=82.

Внешний окружной модуль:

Углы делительных конусов:

Внешнее конусное расстояние Reи длина зуба в:

Принимаем в=50 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

Средний делительный диаметр шестерни:

Средний делительный диаметр колеса:

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

Средний окружной модуль:

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

Средняя окружная скорость:

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки:

где: К_Н =1,15- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

К_Н =1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями;

К_Н =1,05- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении.

Проверим контактное напряжение:

Силы в зацеплении:

окружная:

радиальная для шестерни (равная осевой для колеса):

осевая для шестерни (равная радиальной для колеса):

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

где: K_F =1,37 (см. табл.3.7 [1]); К_F =1,25 (см. табл.3.8 [1]).

Y_F –коэффициент формы зуба:

для шестерни:

для колеса:

При этих значениях по ГОСТ 21354-75: Y_F1 =3,81;Y_F2 =3,61.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

где: (по табл.3.9 [1])

для шестерни:

для колеса:

[S_F ]= [S_F ]^ · [S_F ]^-коэффициент запаса прочности.

[S_F ]^=1,75 (см. табл.3.9 [1]); [S_F ]^=1 (для поковок и штамповок):

[S_F ]= 1,75 · 1=1,75.

Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни:

для колеса:

Для шестерни отношение

Для колеса отношение

Так как для колеса полученное значение отношения меньше, чем для шестерни, то проверим зуб колеса:

Найдем конструктивные размеры шестерни и колеса (см. рис.4.2).

Шестерню будем выполнять заодно с ведущим валом. Принимаем длину посадочного участка l_СТ =b=50мм.

Колесо назначаем кованное. Его размеры: d_ае2=315 мм; в=50 мм;

диаметр ступицы:d_СТ =1,6·d_К2 =1,6·38=60,8мм; принимаемd_СТ =60мм;

длина ступицы: L_СТ =(1,2—1,5)·d_К2 =45,6—57 мм; принимаемL_СТ =50 мм;

толщина обода: б_О =(3-4)·m=(3-4)·2,75=8-10,7мм; принимаем б_О =9 мм;

толщина диска: С=(0,1-0,17)·R_E =(0,1-0,17)·150.5=15.05-23.2мм; принимаем С=20 мм.

Рисунок 3.1 Конструктивные размеры колеса.