РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Определяем межосевое расстояние по формуле:

a_w ≥ (4.1)

где

К_а – коэффициент межосевого расстояния, для прямозубых колес К_а = 49, 5;

ψ _а – коэффициент ширины колеса, при симметричном расположении колес ψ _а = 0, 315…0, 4, принимаем ψ _а = 0, 315;

U_ред – передаточное число редуктора;

Т₂ – вращающий момент на тихоходном (выходном) валу, Н·м;

[σ ]_H – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, [σ ]_H = 587 Н/мм²;

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев К_Нβ = 1.

тогда

a_w = мм

По таблице 19.1 [3] принимаем межосевое расстояние а_w = 160 мм.

Определяем модуль зацепления

m ≥ (4.2)

где

К_m - коэффициент модуля, для прямозубых колес К_m = 6, 8;

d₂ – делительный диаметр колеса, мм.

d₂ = (4.3)

d₂ = = 256 мм.

b₂ – ширина венца колеса, мм.

b₂ = (4.4)

b₂ = 0, 315 * 160 = 50 мм.

[σ ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²

[σ ]_F = 308 Н/мм²

тогда

m = = 1, 5 мм.

Принимаем модуль зацепления из стандартного ряда m = 1, 5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

(4.5)

Определяем число зубьев шестерни

z₁ = (4.6)

z₁ =

Определяем число зубьев колеса

(4.7)

z₂ = 213 – 43 = 170

Определяем фактическое передаточное число

U_ф = (4.8)

U_ф = = 4, 1

Проверяем отклонение фактического от заданного передаточного числа:

Δ U = * 100% ≤ 4% (4.9)

Δ U = * 100% = 2, 5% < 4%

Отклонение передаточного числа в пределах нормы

Определяем фактическое межосевое расстояние

a_w = (4.10)

a_w = = 160 мм.

Определяем основные геометрические параметры передачи

4.8.1 Определяем делительные параметры

а) шестерни

d₁ = z₁ * m (4.11)

d₁ = 43 * 1, 5 = 64, 5 мм.

б) колеса

d₂ = (4.12)

d₂ = 1, 5*170 = 255 мм.

4.8.2 Определяем диаметр окружностей вершин зубьев

а) шестерни

d_a1 = d₁ + 2m (4.13)

d_a1 = 64, 5 + 2 * 1, 5 = 67, 5 мм.

б) колеса

d_a2 = d₂ + 2m (4.14)

d_a2 = 255 + 2 * 1, 5 = 258 мм.

4.8.3 Определяем диаметры окружностей впадин зубьев

а) шестерни

d_f1 = d₁ – 2, 4 * m (4.15)

d_f1 = 64, 5 – 2, 4 * 1, 5 = 60, 9 мм.

б) колеса

d_f2 = d₂ – 2, 4 * m (4.16)

d_f2 = 255 – 2, 4 * 1, 5 = 251, 4 мм.

4.8.4 Определяем ширину шестерни

b₁ = b₂ + (2…4) (4.17)

b₁ = 50 + 4 = 54 мм.

Пригодность заготовок колес.

Условия пригодности заготовок колес:

D_заг ≤ D_пред; C_заг (S_заг)≤ S_пред

4.9.1 Диаметр заготовки шестерни

D_заг = d_a1 + 6 (4.18)

D_заг = 67, 5 + 6 = 73, 5 мм.

4.9.2 Толщина диска или обода заготовки колеса

C_заг = 0, 5 * b₂; S_заг = 8 * m (4.19); (4.20)

C_заг= 0, 5 * 50 = 25 мм.

S_заг = 8 * 1, 5 = 12 мм.

Принимаем S_заг = 12 мм.

4.9.3 По таблице 2.1 [3] находим предельные значения

D_пред = 125 мм.; S_пред = 80 мм.

Согласно условию пригодности заготовок колес

73, 5 < 125; 12 < 80

- неравенства выполняются, материалы колес и вид термической обработки выбран верно.

4.10 Проверяем зубья колес по контактным напряжениям:

= ≤ (4.21)

где

К – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес. К = 436;

F_t – окружная сила в зацеплении, определяется по формуле

F_t (4.22)

F_t = = 3, 37 кН;

К_Hα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес К_Hα = 1;

К_Hv – коэффициент динамичной нагрузки, К_Hv = 1, 2.

тогда по формуле 4.21

σ _Н = = 554 Н/мм²

Допускаемая недогрузка передачи не более 10% и перегрузка до 5%

Δ σ _Н = * 100% (4.23)

Δ σ _Н = * 100% = 5, 6% < 10%

Условия недогрузки выполняются.

Проверяем зубья колес на напряжение изгиба

Для колеса:

σ _F2 = Y_F2 * Y_β * * К_Fα * K_Fβ * K_Fv (4.24)

Для шестерни:

σ _F1 = σ _F2 * (4.25)

где

К_Fα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес К_Fα = 1;

K_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, K_Fβ = 1;

Y_F1 и Y_F2 – коэффициент формы зуба шестерни и колеса по таблице 2.5 [3] принимаем для колеса Y_F1 = 3, 62 при z₂ = 170, и Y_F2 = 3, 66 при z₁ = 43;

Y_β – коэффициент учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Y_β = 1;

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки, K_Fv = 1, 4.

тогда

- по формуле 4.24 проверяем зубья колеса по напряжениям изгиба

σ _F2 = = 230, 2 Н/мм²

- по формуле 4.25 проверяем зубья шестерни по напряжению изгиба

σ _F1 = = 227, 7 Н/мм²

При проверочном расчете σ _F значительно меньше [σ _F], это допустимо.

РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПОЛИКЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем сечения ремня.

Определяем расчетный момент по быстроходному валу:

T_1p = (5.1)

где

К_р – коэффициент режима работы, при работе в две смены К_р = 0, 8.

T_1p = = 33, 4 Н·м

При значении момента 33, 4Н·м в соответствии с рекомендацией [2] принимаем ремень сечения Л.

5.2 Диаметр ведущего шкива определяем по формуле:

d₁ = 3 (5.2)

d₁ = 3 = 96, 6 мм.

По таблице 7.14 [2] принимаем диаметр ведущего шкива d₁ = 100 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива по формуле

d₂ = d₁ * U_p (1 - ε ) (5.3)

где ε – коэффициент скольжения, ε = 0, 01…0, 02, принимаем ε = 0, 02,

d₂ = 100 * 4, 2 (1 – 0, 02) = 411, 6

По таблице 7.14 [2] принимаем диаметр ведомого шкива d₂ = 400 мм.

5.4 Определяем фактическое передаточное число:

U_ф = (5.4)

U_ф = = 4, 1

Проверяем его отклонения от заданного:

Δ U = * 100% ≤ 3% (5.5)

Δ U = * 100% = 2, 38% ≤ 3%

Отклонения в пределах нормы.

5.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние:

а ≥ 0, 55 (d₁ + d₂) +h(Н) (5.6)

где h(Н) – высота сечения поликлинового ремня, по таблице К31 [1] для поликлинового ремня сечения Л - Н = 9, 5 мм.

тогда:

а ≥ 0, 55 (100 + 400) + 9, 5 = 284, 5 мм.

5.6 Определяем расчетную длину ремня:

l = (5.7)

l = = 569 + 785 + 79 = 1433 мм

По таблице К31 [1] принимаем длину ремня L = 1400 мм.

5.7 Уточняем межосевое расстояние:

а = (5.8)

a= =

=0, 125(1230+890)=285

⇐ Предыдущая12345Следующая ⇒

Поделиться: