Расчет зубчатой передачи. 2.1 Выбор материалов зубчатой передачи и контактного напряжения для зубчатых колес: для колеса – сталь 35 ХМ

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 К_нβ 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 К_нβ=1,2.

2.2 Определяем межосевое расстояние.

;

где К_а – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач принимается К_а=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 К_Fα – коэффициент который учитывает распределение нагрузки между зубьев.

Для косозубых передач К_Fα=0,91 с 8-ой степенью точности;

К_Fβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

К_Fν – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости

колес и степени точности, К_Fν= 1,9

Υ_F1 и Υ_F2 – коэффициенты формы зуба. Определяем табл.4.4 по количеству зубьев

шестерни и колеса. Υ_F1=3,98; Υ_F2=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, Р_н=15кВт, n₁=265,4 мин^-1_, n_н=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 Р_о – мощность передаваемая одним ремнем, кВт, для ремней сечением Б, диметра ведущего шкива d₁=160 и скоростью м/с мощность Р_о=3,54.

С_р – коэффициент режима роботы, С_р=1,0;

С_L – коэффициент длины ремня, С_L= 1,0;

С_z – коэффициент количества ремней, С_z=0,95;

С_α – коэффициент угла обхвата, С_α=0,86.

z=5,1, z=5.

3.12 Определяем силу предварительного натяжения.

где скорость υ=0,5ω_р·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

3.16 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.

σ_Н – напряжение изгиба, Н/мм²,

,

где Е_u=100 Н/мм² – модуль продольной упругости при изгибе для

прорезиненных ремней, h=10,5 – высота сечения клинового ремня.

σ_υ – напряжения от центробежных сил, Н/мм²,

где ρ=1400 кг/м³, плотность материала ремня.

≤10 Н/мм²

4. Расчет редуктора

4.1 Напряжение валов редуктора.

Валы редуктора испытывают два вида деформации: изгиб и кручение.

Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, которые приложены со стороны двигателя. Деформация изгиба валов вызывается силами действующими в зубчатом зацеплении закрытой передачи, а так же консольными силами открытой передачи и муфты.

1. Определить силы в зацеплении закрытых передач.

Окружная сила:

,Н

Радиальная сила:

, Н

Осевая сила:

, Н

2. Определить консольные силы.

В проектируемом приводе конструируется открытая ременная передача, которая определяет консольное напряжение на выходном конце вала. Кроме того, консольное напряжение вызывается муфтой, которая соединяет редуктор с двигателем.

Схема сил в зацеплении зубчатых прямозубых передач такая же, как у закрытой передачи; угол зацепления α=10°

На клиноременной передачи:

На муфте:

Вращающий момент:

4.2 Проектный расчет валов.

1.Выбор материалов валов.

Принимаются термически обработанные стали марок 45 и 40Х.

2.Выбор напряжений, которые допускаются при кручении.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, при этом не учитываются напряжения изгибов, концентрация и цикличность напряжения. Поэтому для компенсации приближенности этого метода допустимое напряжение принимают заниженное:

для быстроходного вала: , н/мм²;

для тихоходного: , н/мм².

Вал редуктора представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело количество и размеры ступеней, которого зависят от количества установленных на валу деталей. Цель проектного расчета валов – определить ориентировочные геометрические размеры вала: их диаметр и длину. При этом диаметры и длины степеней (кроме d₂ и d₄ под подшипник) округляем до стандартного наибольшего значения, d₂ и d₄ - округляем до ближайшего значения внутреннего диаметра кольца подшипника.

Быстроходный вал:

1-я ступень: , мм;

, мм.

2-я ступень: (t=2,5), , мм

, мм

3-я ступень: (r = 3), ,мм

,мм

4-я ступень: , мм

,мм.

Тихоходный вал:

1-я ступень: , мм;

, мм.

2-я ступень: (t=2,8), , мм

, мм

3-я ступень: (r = 3), ,мм

,мм, от реакции смежного подшипника

4-я ступень: , мм

,мм.

4.3 Эскизная компоновка редуктора.

Устанавливает положение колес редукторной пары, элементов открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяют расстояние l_Б и l_Т между точками приложения сил быстроходного и тихоходного валов, а так же точки приложения силы открытой передачи и муфты на расстоянии l_оп и l_м , от реакции смежного подшипника.

4.4 Построение и расчет эпюр моментов.

Поиск по сайту: