Расчёт 1-й клиноременной передачи

 

 

1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

 

T(ведущий шкив) = 21916,101 Н·мм.

 

2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n(ведущий шкив) (в нашем случае n(ведущий шкив)=704,996 об/мин) и передаваемой мощности:

 

P = T(ведущий шкив) · w(ведущий шкив) = 21916,101 · 10-6 · 73,827 = 1,618 кВт

 

принимаем сечение клинового ремня А.

 

3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

 

d1 = (3...4) · (3...4) · 83,954...111,939 мм.

 

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d1 = 100 мм.

4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

 

d2 = u · d1 · (1 - e) = 2 · 100 · (1 - 0,015) = 197 мм.

 

где e = 0,015 - относительное скольжение ремня.

Принимаем d2 = 200 мм.

5. Уточняем передаточное отношение:

 

uр = 2,03

 

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

 

w(ведомый шкив) = 36,368 рад/с.

 

Расхождение с требуемым · 100% = 1,479%, что менее допускаемого: 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

 

d1 = 100 мм;

d2 = 200 мм.

 

6. Межосевое расстояние aw следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

 

amin = 0.55 · (d1 + d2) + T0 = 0.55 · (100 + 200) + 6 = 171 мм;

 

amax = d1 + d2 = 100 + 200 = 300 мм.

 

где T0 = 6 мм (высота сечения ремня).

 

Принимаем предварительно значение aw = 421 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

 

L = 2 · aw + 0.5 · p · (d1 + d2) +

 

2 · 421 + 0.5 · 3,142 · (100 + 200) +

1319,177 мм.

 

Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1320 мм.

8. Уточнённое значение межосевого расстояния aр с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]):

 

aр = 0.25 · ((L - w) +)

 

где w = 0.5 · p · (d1 + d2) = 0.5 · 3,142 · (100 + 200) = 471,239 мм;

  y = (d2 - d1)2 = (200 - 100)2 = 10000 мм.

 

Тогда:

 

aр = 0.25 · ((1320 - 471,239) +) = 421,414 мм,

 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 · L = 13,2 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 · L = 33 мм для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:

 

a1 = 180o - 57 · 180o - 57 · 166,474o

 

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: Cp = 1,2.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: CL = 0,95.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): Ca = 0,966.

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент Сz = 0,85.

14. Число ремней в передаче:

 

z = 2,829,

 

где Рo = 0,88 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]). 

Принимаем z = 3.

15. Скорость:

 

V = 0.5 · w(ведущего шкива) · d1 = 0.5 · 73,827 · 0,1 = 3,691 м/c.

 

16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:

 

F0 = q · V2 =

 

   0,1 · 3,6912 = 147,937 H.

 

где q = 0,1 H·c2/м2 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).

 

17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:

 

Fв = 2 · F0 · z · sin2 · 147,937 · 3 · sin881,446 H.

 

18. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):

 

Вш = (z - 1) · e + 2 · f = (3 - 1) · 15 + 2 · 10 = 50 мм.

Параметры клиноременной передачи, мм

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Диаметр ведущего шкива d1	100
Сечение ремня	А	Диаметр ведомого шкива d2	200
Количество ремней Z	3	Максимальное напряжение smax, H/мм2	4,641
Межосевое расстояние aw	421,414
Длина ремня l	1320	Предварительное натяжение ремня Fo, Н	147,937
Угол обхвата ведущего шкива a1, град	166,474	Сила давления ремня на вал Fв, Н	881,446

 

Расчёт 2-й зубчатой конической передачи

 

 

 

Проектный расчёт

 

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

 

- для шестерни: сталь                          : 45

                        термическая обработка: улучшение

                        твердость                  : HB 230

 

- для колеса: сталь                            : 45

                        термическая обработка: улучшение

                        твердость                  : HB 210

 

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

 

[sH] =,

 

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

 

sH lim b = 2 · HB + 70.

 

sH lim b (шестерня) = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;

sH lim b (колесо) = 2 · 210 + 70 = 490 МПа;

 

KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимаем KHL = 1; коэффициент безопасности [Sh]=1,1.

 

Допустимые контактные напряжения:

 

для шестерни [ sH1 ] = = 481,818 МПа;

 

для колеса      [ sH2 ] = = 445,455 МПа.

 

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

 

[ sH ] = [ sH2 ] = 445,455 МПа.

 

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1]: KHb = 1,35.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем (рекомендация по ГОСТ 12289-76):

ybRe = 0,285.

Тогда внешний делительный диаметр колеса вычисляем по формуле (3.29[1]):

 

de2 = Kd · =

 

     99 · = 268,984 мм.

 

где для прямозубых колес Кd = 99, а передаточное число нашей передачи u = 4.

Т(кол.) = 154454,703 Н·мм - момент на колесе.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2 = 280 мм, см. стр.49[1].

Примем число зубьев шестерни z1 = 25.

Тогда число зубьев колеса:

 

z2 = z1 · u = 25 · 4 = 100.

 

Принимаем z2 = 100. Тогда:

 

u = = = 4

 

Отклонение от заданного:

 

= 0%,

 

что допускается ГОСТ 12289-76 (по стандарту отклонение не должно превышать 3%)

Внешний окружной модуль:

 

me = = = 2,8 мм.

 

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение me. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Примем: me = 2,8 мм.

Углы делительных конусов:

 

ctg(d1) = u = 4; d1 = 14,036o

 

d2 = 90o - d1 = 90o - 14,036o = 75,964o.

 

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b:

 

Re = 0.5 · me · = 0.5 · 2,8 · = 144,309 мм;

 

b = ybRe · Re = 0,285 · 144,309 = 41,128 мм.

 

Принимаем: b = 42 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

 

de1 = me · z1 = 2,8 · 25 = 70 мм.

 

Средний делительный диаметр шестерни:

 

d1 = 2 · (Re - 0,5 · b) · sin(d1) =

   2 · (144,309 - 0,5 · 42) · sin(14,036o) = 59,813 мм.

 

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

 

dae1 = de1 + 2 · me · cos(d1) = 70 + 2 · 2,8 · cos(14,036o) = 75,433 мм;

 

dae2 = de2 + 2 · me · cos(d2) = 280 + 2 · 2,8 · cos(75,964o) = 281,358 мм;

 

Средний окружной модуль:

 

m = = = 2,393 мм.

 

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

 

ybd = = = 0,702.

 

Средняя окружная скорость колес:

 

V = = = 1,104 м/c.

 

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

 

KH = KHb · KHa · KHv .

 

Коэффициент KHb=1,271 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент Khv=1,07 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

 

KH = 1,271 · 1 · 1,07 = 1,36