Материал: Записка зак. вар
=
-
момент на ведомом колесе
=
49,5 - числовой коэффициент
KHβ= 1,03- коэффициент концентрации нагрузки
=
0,4 - коэффициент ширины колеса
Округляем по стандарту в меньшую сторону: аω=170 мм
т. к. необходимо получить компактный редуктор.
Определяем ширину венца зубчатого колеса:
b2 = ψba *·aω= 0,4*170 =68 мм
Определяем ширину венца шестерни:
b1 = b2+(2÷5)=68+4=72 мм
Нормальный модуль зацепления:
mn=(0,01÷0,02)* аω=(1,7÷3,4) мм
Выбираем по стандарту mn=2;
β=0;
Число зубьев шестерни:
Принимаем z1=22;
Принимаем z2=148;
Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры делительные:
Проверка межосевого расстояния:
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Диаметр окружности впадин:
h2=1,25*mn=1,25*2=2,5мм
Окружная скорость колёс и степень точности передачи:
Выбираем 8 степень точности
Коэффициент нагрузки:
КHβ= 1,03 - коэффициент, учитывающий расположение колёс относительно опор
КHα=0.91
КHυ=1
KH=0,93
Проверка контактных напряжений:
Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Допускаемые напряжения:
-1,8HB
– предел
выносливости при нулевом цикле изгиба.
Шестерня
МПа
МПа
Колесо
МПа
МПа
Находим отношение
Шестерня
Колесо
Расчёт ведут по
наименьшему значению
113,29
МПа
= 409 МПа 
Принимаем b=b2=68мм
Удовлетворяет прочности зубьев колёс на изгиб.
3. Конструирование ременной передачи
Исходные данные: Тип ремня – клиновой; Мощность на ведущем валу: Р1 = 3 кВт; Частота вращения ведущего вала: n1 = 709 об/мин.; Передаточное число ремённой передачи: Uр = 2.
Принимаем: d1=180 мм; Сечение ремня S = 81 мм2, тип А (ГОСТ 1284.1-80)
3) Уточняем передаточное число с учётом относительного скольжения: ξ ≈ 0,01:
Определяем расхождение от заданного U: (∆U / U) · 100% = ((|Uст – U|) / Uст) · 100% = (|2-1,99| / 2) · 100% = 0,5%
|
4)
Проводим сравнение
5) Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния:
6) Определяем ориентировочное значение длины ремня:
Из стандартного ряда длину ремня L принимаем: L=1600 мм. 7) Определяем скорость ремня:
8) Определяем число пробегов ремня в секунду:
9) Определяем угол обхвата ремней малого шкива:
10)
Проводим проверку
11) Определяем окружную силу на шкивах:
|
12) Определяем ориентировочное значение числа устанавливаемых ремней:
где
где V – скорость ремня, м/с; ν – частота пробегов ремня; bh – ширина ремня по нейтральному слою; ku – коэффициент влияния передаточного числа; ca – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность; cp – коэффициент режима работы.
13) Определяем силы, действующие на валы:
где
А1
= 81м2,
z =2, k0
= 3,1 МПа;
14)Определяем ширину ремня, предварительно определив окружную силу:
Принимаем
15)Определяем силу предварительного натяжения ремня:
|
Определяем силу, действующую на вал:
Максимальная начальная сила, действующая на вал, принимаем:
Конструирование шкивов ремённой передачи
Шкивы ремённых передач изготавливают чаще всего литыми из чугуна. Для снижения инерциональных нагрузок шкивы высокоскоростных передач изготавливают из лёгких сплавов. При небольшом выпуске их изготавливают также сварными из стали. Шкивы быстроходных передач подвергают балансировки. При диаметре D≤300 шкивы выполняют с дисками без спиц, шкивы больших диаметров – с 4…6 спицами. Для шкивов с DH ≥ 250 мм диск конструируют в виде конуса, что способствует лучшему отводу газов при заливке формы металлом. Для удобства установки ремней шкивы передач должны быть консольными, иначе для смены ремня потребуется разборка узла. Поскольку в процессе работы ремень может вытягиваться, то в конструкции с ременной передачей необходимо предусматривать устройства для изменения межосевого расстояния. Для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется ведомую ветвь передачи располагать вверху. Тогда за счет провисания ремня угол несколько увеличивается. В тех случаях, когда провисание ремней несущественно, для увеличения угла обхвата α1 рекомендуется применять дополнительный шкив, который может служить и натяжным устройством. Допуски на форму и расположение поверхностей можно назначать для шкивов ременной передачи, основываясь на рекомендациях, приведенных для колес зубчатых передач.
de1,de2-наружные диаметры шкивов ;dp2,dp1-рабочие диаметры шкивов; М1,2=ширина ведущего и ведомого шкива;
М1,2=(n-1)e+2f=44мм;
de1=dp1+2b=180+2*6=192 мм; de2=dp2+2*b=355+2*6=367 мм;
Расчетные формулы взяты из справочника конструктора-машиностроителя (В.И. Анурьев) и методических указаний к курсовому проекту.
|
;
Н·мм.
;
мм.Принимаем
из ряда d2=355мм
;
.
;
- условие
выполняется.
;
т.к. U=2,
то с=3;
мм. Из ряда выберем
мм.
;
.
м/с.
с-1
.
;
-
условие выполняется.
Н.
;
-
допускаемое полезное напряжение,
МПа; А1
– площадь поперечного сечения ремня;
k0
– полезное напряжение ремня, МПа;
;
.
,
-
угол между ветвями ремня.
Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Где:
- коэффициент
нагрузки.
-
коэффициент концентрации нагрузки,
учитывает неравномерность распределения
нагрузки по длине зубьев.
- коэффициент
динамичности.
- учитывает
неравномерность распределения нагрузки
между зубьями.
-
коэффициент прочности зуба по местным
напряжениям.
KFβ=1,221
KFυ=1,1
KFα=0,91
KF=1.221
=
Определение размеров натяжного устройства
Натяжное
устройство должно обеспечивать наименьшее
межосевое расстояние
,
получаемое из условия расчетной длины,
уменьшенной на
при длине до 2м и на
при длине ремня свыше 2м. Наибольшее
значение межосевого расстояния
устанавливается с учетом длины ремня,
увеличенной на
.
получаем
уменьшением на
при длине до 2м и на
при длине ремня свыше 2м. Наибольшее
значение
устанавливается с учетом длины ремня,
увеличенной на
.
Ресурс работы ремней
Согласно
ГОСТ 1284.2-80. Ремни приводные клиновые
нормальных сечений. Технические условия,
ремни, подобранные по стандарту, имеют
средний ресурс в эксплуатации при
среднем режиме работы
.
В нашем случае (при легком режиме работы)
,
где
-коэффициент
режима работы;
-
коэффициент, учитывающий климатические
условия эксплуатации.
.
4.Предварительный расчет валов
Производят расчет по пониженным напряжениям изгиба :
;
Быстроходный вал
Принимаем
;