*100% =1,00 % <3%

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а=2(d1+d2) =2(230+443)=

1350,00 мм.

Определяем расчетную длину ремня l=2a+?(d2+d1)/2+(d2-d1)2/(4a) =

2*1350+?(450+230)/2+(450-230)2/(4*1350) = 3768,18 мм.

Базовая длина ремня l= 4000,00 мм.

Уточняем значение межосевое расстояние по стандартной длине

а={2l-?(d2+d1)+?[2l-?(d2+d1)]2-8(d2-d1)2}/8={2l-?(450+230)+?[2*3768-

?(450+230)]2-8(450-230)2}/8= 1461,93 мм. 170,00

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива ?1=180°-57°*(d2-d1)/a= 171,19

° >150°

Определяем скорость ремня v=?d1n1/(60*103) = ?*230*485/(60*103) = 11,67

м/с. <35 м/с.

Определяем частоту пробегов ремня U=v/l= 12/3768= 2,918 c-1 < 15 c-1

Определяем допускаемую мощность, передаваемую ремнем.

Поправочные коэффициенты:

коэффициент длительности работы Cp= 0,90

коэффициент угла обхвата C?= 0,97

коэффициент влияния отношения расчетной длинны к базовой Cl= 1,00

коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту C?= 1,00

коэффициент влияния диаметра меньшего шкива Cd= 1,20

коэффициент влияния натяжения от центробежной силы Cv= 1,00

Допускаемая приведенная мощность выбираем по табл. 5.5. [1] [P0]= 2,579

КВт.

Тогда [Pп]=[P0]CpC?ClC?CdCv=2,579 * 0,9*0,97*1*1*1,2*1 = 2,70 КВт.

Определим окружную силу, передаваемую ремнем Ft=Рном/v=7,5/11,67 = 642,67

H.

По табл. 5.1. [1] интерполируя, принимаем толщину ремня ?= 5,55 мм.

Определим ширину ремня b= Ft/?=642,67/4= 116 мм.

По стандартному ряду принимаем b= 100 мм.

По стандартному ряду принимаем ширину шкива B= 112 мм.

Определим площадь поперечного сечения ремня А=b?=100*4= 555 мм2.

По табл. 5.1. [1] интерполируя принимаем предварительное напряжение ?0= 2

H/мм2.

Определим силу предварительного натяжения ремня F0=A?0=555*2= 1110 Н.

Определяем силы натяжения ветвей :

F1=F0+Ft/2=1110+643/2= 1431,34 H.

Определим силу давления ремня на вал Fоп=2F0sin(?1/2) =2*1110*sin(20/2)=

2213,44 Н,

где ?1 – угол обхвата ремнем ведущего шкива.

2. Проверочный расчет.

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей

ветви:

Находим напряжение растяжения: s1=F0/A+Ft/2A= 1110/555+643 /2*555= 2,58

Н/мм2.

Находим напряжение изгиба: ?и=Еи?/d1=90*4/320= 2,23 Н/мм2,

где модуль продольной упругости Еи= 90,00 Н/мм2.

Находим напряжение от центробежных сил: ?v=?v2*10-6=1100*11,672*10-6= 0,15

Н/мм2,

где плотность материала ремня ?= 1100,00 кг/м3.

Допускаемое напряжение растяжения:[?]р= 8,00 Н/мм2,

Прочность одного ремня по максимальным напряжениям

?max=?1+?и+?v=5,58+2,23+0,15=4,96 Н/мм2. <[?]р ,

где ?1 – напряжение растяжения.

РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ

ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ.

1. Выбор материала.

1.1. Для шестерни.

Выбираем материал сталь 45

Термообработка: нормализация

Твёрдость: 170 217 HB

Принимаем твёрдость 193,5 HB

?В= 600 Н/мм2.

?Т= 340 Н/мм2.

1.2. Для колеса.

Выбираем материал сталь 45

Термообработка: нормализация

Твёрдость: 170 217 НВ

Принимаем твёрдость 193,5 НВ

?В= 600 Н/мм2.

?Т= 340 Н/мм2.

2. Срок службы привода.

Срок службы привода Lh= 10000 часов.

Число зацеплений зуба за 1 оборот с= 1

Число циклов перемены напряжений за наработку для шестерни

N=60*c*n*Lh=60*1*485*10000 = 291026700

Число циклов перемены напряжений за наработку для колеса N=60*c*n*Lh=60 * 1

* 485 * 10000 =36385500

Число циклов перемены напряжений принимаем по табл. 3.3. [1] NH0= 16500000

3. Расчет допустимых контактных и изгибных напряжений.

3.1. Для шестерни.

Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N=6? 16500000 /36385500 =

1

Определяем коэффициент долговечности КFL=6? 4*106/N=6? 4*106/36385500 = 1

Принимаем коэффициент безопасности [ S]H= 1,1

Предел выносливости ?H0=1,8 НВ+67= 415,3 Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения [?]H1 =?H0*KHL=415,3*1 = 377,545 Н/мм2.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем ?F0= 199,305

Н/мм2.

Допускаемые изгибные напряжения [?]F1=КFL*?H0=1*199,305= 199,305 Н/мм2.

3.2. Для колеса.

Определяем коэффициент долговечности КHL=6? NH0/N=6? 16500000 /36385500 = 1

Определяем коэффициент долговечности КFL=6? 4*106/N=6? 4*106/36385500 = 1

Принимаем коэффициент безопасности [S]H= 1,1

Предел выносливости ?H0=1,8НВ+67= 415,3 Н/мм2.

Допускаемые контактные напряжения [?]H1 = ?H0*KHL= 377,545*1 = 377,545

Н/мм2.

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба выбираем ?F0= 175,1 Н/мм2.

Допускаемые изгибные напряжения [?]F1=1* 175,1= 175,1 Н/мм2.

Так как НВ1ср-НВ2ср=20...50, то дальнейший расчёт ведём по меньшему

значению [ ?]H= 377,545 Н/мм2.

Расчёт введем по меньшему значению [?]F.

Принимаем [ ?]F= 175,1 Н/мм2.

Проектный расчет.

Вращающий момент на шестерне Т1= 828,82 Н*м.

Вращающий момент на колесе Т2= 1572,33 Н*м.

Передаточное число ступени u= 2,0

Вспомогательный коэффициент Ка= 49,5

Коэффициент ширины венца ?a=b2/aw=63 /315 = 0,25

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся

зубьев КH?= 1

Определяем межосевое расстояние аw=Ka(u+1)3? Т2*103*КH?/(?au2[ ?]2H)

=49,5(2+1)3? Т2*103*1572,33 /(0,25*22*377,5452) = 330,57 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 аw= 315 мм.

Вспомогательный коэффициент Кm= 6,8 мм.

Делительный диаметр колеса d2=2*315*2/(2+1)= 420,0 мм.

Ширина венца колеса b2=0,25*315= 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 80 мм.

Определяем модуль зацепления m=2КmT2*103/(d2b2[?]F)

=2*6,8*829*103/(45*80*[?]F )= 3,635 мм.

Принимаем модуль зацепления m= 3,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса z?=z1+z2 = 2aw/m =

60+120 = 2*315/3,5 = 180

Определяем число зубьев шестерни z1=z?/(1+u) =180/(1+2)= 60

Определяем число зубьев колеса z2=z?-z1=180-60= 120

Фактическое передаточное число uф=z2/z1=120/60= 2,000

Отклонение от заданного ?u=(|uф-u|/u)*100= 0,00 % <4%

Определяем фактическое межосевое расстояние аw=(z1+z2)m/2=(60+120)3,5/2=

315 мм.

Определяем основные геометрические параметры колеса:

делительный диаметр d2=mz=3,5*120 = 420,0 мм.

диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=420+2*3,5 = 427,0 мм.

диаметр впадин зубьев da2=d2-2,4m=420-2,4*3,5 = 411,6 мм.

ширина венца b2=?aaw=0,25*315 = 78,75 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца колеса b2= 80 мм.

Определяем основные геометрические параметры шестерни:

делительный диаметр d1=mz1=3,5*60= 210,0 мм.

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m= 210+2*3,5= 217,0 мм.

диаметр впадин зубьев da1=d1-2,4m=210-2,4*3,5 = 201,6 мм.

ширина венца b1=b2+(2...4)= 80+(2...4)= 83 мм.

Принимаем из ряда Ra40 ширину венца шестерни b1= 85 мм.

3.3 Проверочные расчеты.

Проверяем межосевое расстояние а?=(d1+d2)/2=(210+420)/2= 315 мм.

Проверить пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс: DЗАГ?DПРЕД и SЗАГ?SПРЕД

Диаметр заготовки шестерни DЗАГ= da1+6= 217+6= 223,00 мм.

Размер заготовки колеса закрытой передачи SЗАГ=b2+4=437 +4= 431,00 мм.

При не выполнении неравенства изменить материал колёс или вид термической

обработки.

Проверяем контактные напряжения ?H [1].

Вспомогательный коэффициент К = 310

Окружная сила в зацеплении Ft=2T2103/d2=2*829*1572*210*103/d2= 7487,286 Н.

Определяем окружную скорость v=?2d2/(2*103) =6,15*420/(2*103)= 1,33 м/с,

где ?2 – угловая скорость тихоходного вала,

d2 – делительный диаметр зубчатого колеса.

Выбираем по табл. 4.2. [1] степень точности передачи равную 9

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КH?= 1

Принимаем по табл. 4.3. [1] КHv= 1,05

Тогда ?H=(K/aw)? T2(uф+1)3 KH?KH?KHv/(u2 b2) =(310/315)? 829(32+1)3

1*1*1,05/(u2 b2)= 367,30 377,545

Условие прочности выполняется. Недогруз передачи в пределах допустимой

нормы 2,71%

Проверка напряжений изгиба зубьев .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колёс КF?= 1

Коэффициент динамической нагрузки, по табл. 4.3. [1] принимаем КFv= 1,13

Коэффициенты формы зуба. Определяются по табл. 4.7. [1] в зависимости от

эквивалентного числа зубьев.

Для прямозубых колёс:

шестерни zv1=z1= 60,00

колеса zv2=z2= 120,00

Коэффициент формы зуба шестерни YF1= 3,62

Коэффициент формы зуба колеса YF2= 3,6

Коэффициент наклона зуба Y?= 1,00

Определяем напряжения изгиба зубьев ?F=YF2*Y?*KF?*KF?*KFv*Ft/(b2*m)

=3,6*1*1*1,05*1,13*7487/(79*3,5)= 108,78

Условие прочности выполняется: ?F ? [ ?]F. Недогруз составляет 37,88 %

Определим силы в зацеплении.

Окружная:

Ft1=Ft2=2*T2*103/d2=2*828*103/420= 7487,286 H.

Радиальные и осевые:

Fr1=Fr2=Ft2*tg?/Cos?=7487,286*tg20/Cos?= 2725,149 H.

Fa1=Fa2=Ft1*Tg?=7487,286*Tg?= 0,000 H.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ ПОДШИПНИКОВ.

1. Силы в зацеплении передачи из проектного расчета передачи.

Окружная:

Ft1= 2684,000 H

Ft2= 5180,125 H

Радиальная:

Fr1=Fr2= 1885,411 H

Осевая:

Fa1=Ft2= 5180,125 H

Fa2=Ft1= 2684,000 H

Усилие от открытой передачи:

На быстроходном валу Fоп1= 1431,340 H

На тихоходном валу Fоп2= 7967,803 H

Fx1 =Fоп*Cosq= 1431,340 H

Fx2=Ft= 7487,286 H

Fy1=Fоп*Sinq= 0,000 H

Fy2=Fr= 2725,149

Fz1= 0,000 H

Fz2=Fa= 0,000 H

Быстроходный вал:

Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :

Делительный диаметр червяка d1= 0,088 м

расстояние между опорами lb= 0,305 м

расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры lоп=

0,077 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

?M3=0; -RAY*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RAY=(5180*0,088 /2-1185 *

0,305/2 ) / 0,305 = -263,345 H

-RAY*lБ+Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2=0; RAY=(Fa1*d1/2-Fr1*lБ/2)/lБ= -263,345 H

?M1=0; -RBY*lБ+Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2=0; RBY=(Fa1*d1/2+Fr1*lБ/2)/lБ= 1622,066 H

-RBY*0,305 +5180*0,088 /2-1185*0,305/2=0; RBY=(5180*0,088 /2-1185 * 0,305/2

) / 0,305 = 1622,066 H

Проверка: ?Y=0; RBY-Fr1-RAY= 0 H ; 1622,066 -1885-263,345= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных

сечениях 1..3:

Mx1= 0 H*м

Слева Mx2=-RAY*lБ/2= 40,160 H*м

Справа Mx2=RBY*lБ/2= 247,365 H*м

Mx3= 0 H*м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

?M3=0; -RAX*Б+Ft1*lБ/2+FM*lM=0; RAX=(2684*0,305/2+FM*lM)/lБ= 1703,355 H

SM1=0; -RBX*lБ-Ft1*lБ/2+Fоп1*(lБ+lM)=0;RBX=(-

2684*0,305/2+Fоп1*(0,305+lоп1))/lБ=450,695H

Проверка: ?Y=0; RAX-Ft1-RAX+FM= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных

сечениях 1..4:

MY1= 0 H*м

MY2=-RAX*lБ/2= -1703,355*0,305/2=-259,762 H*м

MY3=-Fоп*lоп= -110,213 H*м

MY4= 0 H*м

Строим эпюру крутящих моментов MK=MZ=Ft1*d1/2=2684*0,088/2= 107,360 H*м

Определяем суммарные радиальные реакции :

RA=? R2AX+R2AY =? 17032+2632 = 1723,592 H

RB=?16222+4502 = 1683,515 H

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

M2=? M2X2+M2Y2 =? 2602+402= 262,848 H*м

M3=MY3= 110,213 H*м

Тихоходный вал.

Из проектного расчета передачи и из эскизной компоновки определяем :

Делительный диаметр червячного колеса d2= 0,32 м

расстояние между опорами lT= 0,138 м

расстояние между точками приложения консольной силы и смежной опоры

lОП= 0,1065 м

Вертикальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

?M4=0; -RCY*lT-FZ*dоп1/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lТ)+Fa2*d2/2=0;

RСY=(Fa2*d2/2-Fr2*lT/2+FY*(lОП+lT)-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-

5180*0,138/2+2725* (0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT= 6997,4 H

?M2=0; -RDY*lT-FZ*dоп1/2+Fr2*lT/2+FY*lОП+Fa2*d2/2=0;

RDY=(Fa2*d2/2+Fr2*lT/2+FY*lОП-FZ*dоп1/2)/lT=(2684*0,32/2-5180*0,138/2+2725*

(0,077+0,138)-FZ*dоп1/2)/lT = 6157,7 H

Проверка: ?Y=0; RCY-FY-Fr2+RDY= 0 H ; 6997,4-2725-6157+1885= 0 H

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных

сечениях 1..3:

Mx1=FZ*dоп1/2=0*dоп1/2= 0,000 H*м

Mx2=FY*lОП+FZ*dоп1/2=2725* 0,077+0*dоп1/2= 290,228 H*м

Справа MX3=RDY*lT/2=6158* 0,138/2= 424,881 H*м

Слева Mx3=FY(lОП+lT/2)-RCY*lT/2+FZ*dоп1/2= 2725(0,077+lT/2)-

7000*0,138/2+0*dоп1/2= -4,557 H*м

Mx4= 0 H*м

Горизонтальная плоскость.

а) определяем опорные реакции:

?M4=0; RCX*lT+Ft2*lT/2-FX*(lОП+lT)=0;RCX=(-Ft2*lT/2+FX*(lОП+lT))/lT=(-

5180*0,077/2+1431*(0,077+0,138))/ 0,138= -54,101 H

?M2=0; RDX*lT-Ft2*lT/2-FX*lОП=0;

RВX=(Ft2*lT/2+FX*lОП)/lT=(5180*0,138/2+1431 *0,077)/ 0,138 = 3694,684 H

Страницы: 1, 2, 3