-
Расчет зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов зубчатой передачи и контактного напряжения для зубчатых колес: для колеса – сталь 35 ХМ, твердость > 350 НВ2, термообработка – улучшение; для шестерни – сталь – 40Х, твердость > 45НRC, термообработка – улучшение.
Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов:
[σ]н=631,5 МПа .
Коэффициент Кнβ учитывающий равномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса, несмотря на симметричное расположение зубчатых колес относительно опор, принимается равным, как для случая с несимметричным расположением зубчатых колес относительно опор.
Так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывая его деформацию и затрудняя контакт зубцов Кнβ=1,2 .
2.2 Определяем межосевое расстояние.
;
где Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач принимается Ка=43;
- коэффициент ширины венца колеса равным 0,28...0,36 для шестерни
расположенной симметрично опорам проектированной не стандартной
одноступенчатой зубчатой передачи
Полученное значение межосевого расстояния округляем к наибольшему значению из ряда номинального :
2.3 Определяем нормальный модуль зацепления.
Полученное значение модуля зацепления округляем к наибольшему значению из ряда номинального :
2.4 Принимаем предварительный угол наклона зубьев .
2.5 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев.
2.6 Определяем основные геометрические параметры передач.
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр, мм |
делитель |
||
верхушек зубьев |
|||
впадин зубьев |
|||
Ширина венца |
2.7 Проверяем межосевое расстояние.
2.8 Проверяем контактное напряжение.
где - коэффициент напряжения
По табл.3.5 при м/с и 8-ой степени точности коэффициент
По табл. при ν<5м/с коэффициент , таким образом
Тогда
<
Так как 17,6<631,5 , то условие прочности выполняется.
2.9 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни.
, Н/мм2
, Н/мм2
где КFα – коэффициент который учитывает распределение нагрузки между зубьев.
Для косозубых передач КFα=0,91 с 8-ой степенью точности;
КFβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;
КFν – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости
колес и степени точности, КFν= 1,9
ΥF1 и ΥF2 – коэффициенты формы зуба. Определяем табл.4.4 по количеству зубьев
шестерни и колеса. ΥF1=3,98 ; ΥF2=3,6
- коэффициент наклона зуба.
, Н/мм2;
, Н/мм2 .
3. Расчет клиноременной передачи
3.1 Выбор сечения ремня.
В зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом Р1=14,48 кВт, Рн=15кВт, n1=265,4 мин-1, nн=1500 мин-1.
Выбираем ремень нормального сечения Б.
3.2 Определяем минимальный допустимый диаметр ведущего шкива.
В зависимости от вращающего момента на валу двигателя и сечения ремня: мм
3.3 В целях повышения срока службы рекомендуется принимать ведущий шкив диаметром выше на 1...2 порядка с стандартного ряда:
3.4 Определяем диаметр ведомого шкива.
ε=0,01...0,02 – коэффициент скольжения,
мм .
Полученное значение диаметра ведомого шкива округляем до ближайшему из стандартного ряда: мм .
3.5 Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного.
3.6 Межосевое расстояние нужно принимать в интервале:
где h=10,5 – высота сечения клинового ремня.
3.7 Определить расчетную длину ремня.
Значение l округляем к ближайшему стандартному l=3550 мм.
3.8 Уточняем значение межосевого расстояния
Для облегчения надевания ремня при монтаже необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 l=35,5 мм и обеспечить возможность увеличения межосевого расстояния 0,025 l=88,75 мм
3.9 Определить угол обхвата ремнем ведущего шкива.
>120°
3.10 Определить количество клиновых ремней.
где Ро – мощность передаваемая одним ремнем, кВт, для ремней сечением Б, диметра ведущего шкива d1=160 и скоростью м/с мощность Ро=3,54 .
Ср – коэффициент режима роботы, Ср=1,0 ;
СL – коэффициент длины ремня, СL= 1,0 ;
Сz – коэффициент количества ремней, Сz=0,95 ;
Сα – коэффициент угла обхвата, Сα=0,86 .
z=5,1, z=5 .
3.12 Определяем силу предварительного натяжения.
где скорость υ=0,5ωр·d1= 0,5·157·0,16=12,6 , θ – коэффициент, учитывающий действие центробежных сил для ремней сечения Б θ=0,18(Н·с2)/м2 .
, Н
3.13 Определить окружную силу передаваемую клиновым ремнем.
, Н
3.14 Определить силу натяжения ведущего и ведомого шкивов.
3.15 Определяем силу давления на вал.
, Н
-
Ширина шкивов.
мм .
Проверочный расчет.
Проверяем напряжение клинового ремня по максимальным напряжением сечений ведущего шкива.
,
где σ1 – напряжение растяжения ремня, Н/мм2 ,
,
где А=138мм2 – площадь сечения ремня.
σН – напряжение изгиба, Н/мм2 ,
,
где Еu=100 Н/мм2 – модуль продольной упругости при изгибе для
прорезиненных ремней, h=10,5 – высота сечения клинового ремня.
συ – напряжения от центробежных сил, Н/мм2 ,
где ρ=1400 кг/м3 , плотность материала ремня.
≤10 Н/мм2