Общее передаточное число привода определим по формуле
uобщ = nэл / n2 = 705/110 =6,41,
поэтому передаточное отношение ip проектируемой ременной передачи будет
ip = uобщ / u = 6,41/2,0 ≈ 3,2.
Далее определяем значения частот вращения (об/мин) и угловых скоростей (рад/с или с-1) валов привода, мощностей (Вт) и вращающих моментов (Нм) на валах (i – номер вала), используя зависимости:
и
при этом согласно кинематической схеме привода:
и , n1 = un2, и .
Данные, полученные расчетом для каждого вала передачи, сводим в табл. П. 1.1.
Таблица П.1.1
Значения кинематических и силовых параметров привода
№ вала | Наименование вала | n, об/мин | , рад/с | Р, Вт | Т, Нм |
0 | Ведущий вал ременной передачи | 705 | 73,8 | 2170 | 29,4 |
1 | Быстроходный вал редуктора | 220 | 23 | 2062 | 89,7 |
2 | Тихоходный вал редуктора | 110 | 11,5 | 2000 | 173,9 |
2. Расчет клиноременной передачи
1.Вращающий момент на ведущем валу То = 29,4 Нм.
2. Расчет выполняем для клиновых ремней нормального сечения. Для передачи этого вращающего момента рекомендуется использовать (см. рис. П.1 и табл. П.4) клиновые ремни сечения типа А, имеющего размеры: bp = 11 мм, h = 8 мм и А1 = 81 мм2.
|
|
3. Расчетный диаметр меньшего шкива
мм.
Принимаем по ряду Ra 20 (cм. табл. П.3) ближайшее к верхнему пределу стандартное значение D1 = 112 мм, которое больше минимально допустимого D1,min = 90 мм для выбранного сечения (см. табл. П.4).
4. Расчетный диаметр большего шкива.
Примем в предварительных расчетах значение коэффициента упругого скольжения ремня ε = 0,015 (см. п. 2.3), тогда
D2 = D1ip (1 – ε) = 112·3,2(1 – 0,015) ≈ 353 мм
В соответствии со стандартным рядом (см. табл.П.3) назначаем D2 =355 мм.
5. Фактическое передаточное отношение передачи
6. Оптимальное межосевое расстояние
мм,
что больше минимального значения, равного
мм.
7. Длина ремня
мм.,
где
мм;
мм2.,
Принимаем стандартную длину ремня Lp = 1400 мм (см. табл. П.4).
8. Уточняем межосевое расстояние
мм
9.Угол обхвата ремнем малого шкива
что больше минимально допустимого .
10. Частота пробегов ремня
П = υ /Lp = 1,3/(1400·10-3 ) = 0,9, где скорость ремня υ = 0,5 ω1D1 = 0,5·23·112·10-3 = 1,3м/с.
с-1 < [П] = 10 с-1,
11. Исходное полезное напряжение
МПа,
где Ki = 1,14 – 0,14 e2,43(1 – ip) ≈ 1,14 при ip = 3,22.
12.Допускаемое полезное напряжение
МПа,
где ;
Cp = 1 – 0,1 Kp = 1 – 0,1×1 = 0,9,
где по условию задачи при кратковременной перегрузке в 100% (КП = 2) принято Kp = 1.
13. Окружная сила
Ft = 2T о/ D1 = 2 ∙ 29,4∙103/112 = 525 Н.
14. Необходимое число ремней
С учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями в многоручьевой передаче (см. форм. 2.31) принимаем Cz = 0,95, тогда число ремней будет
|
|
z = z΄/Cz = 2,29/0,95 = 2,41.
Окончательно принимаем 3 ремня А-1400 Ш ГОСТ 1284.1 – 80.
15. Рабочий коэффициент тяги
где φТ,о = 0,67 – исходное значение коэффициента тяги.
Силы, действующие в передаче:
натяжение от центробежных сил
где ρ = 1,25 г/см3 – плотность материала ремня;
натяжение ветвей одного ремня
где согласно ф.(2.23) q = ef’a1 = ;
предварительное натяжение одного ремня (с учетом центробежной силы)
F о = 0,5 (F1 + F2) + Fυ = 0,5(379 + 116) + 0,2 = 248 H.
17. Сила, действующая на вал
Fp ≈ 2 F o z sin (α1 /2) = 2 ∙ 248∙ 3 ∙ sin (135 0/2) ≈ 1400 H.
18. Далее, используя полученные данные и эмпирические зависимости рис. П.3, рассчитываем геометрические размеры шкивов, по которым делаем эскиз, а затем и рабочий чертеж одного из шкивов согласно технического задания (см. пример на рис.П.4).
3. Выбор материала зубчатых колес
Согласно положениям п.3.4.2 настоящего пособия применительно к редукторам, к которым не предъявляются специальные требования по ограничению массы, габаритных размеров, стоимости и пр., в качестве материала для прямозубых цилиндрических колес, назначаем относительно недорогуе и широко распространенную сталь марки 45.
для колеса – поковка из стали 45, улучшенная до твердости НВ2 = 200 НВ и имеющая при любых размерах заготовки σ Т = 340 МПа и σв = 690 МПа;
для шестерни – поковка из стали 45 диаметром до 90 мм, улучшенная до твердости НВ1 = 230 НВ и имеющая при этом σ Т = 440 МПа и σв = 780 МПа.
При этом в соответствии с положениями п.3.4.1. необходимая для нормальной работы зубчатой пары разность в уровнях средней твердости материалов шестерни и колеса обеспечивается: НВ1 – НВ2 = 230 НВ – 200 НВ = 30 НВ > 20…50 НВ.
Если техническим заданием предусматривается расчет прямозубых цилиндрических колес, то в качестве материала для них можно взять единую марку стали, например, сталь 45, при этом поковка для шестерни диаметром до 90 мм в состоянии улучшения будет иметь (см. табл. П.8) твердость НВ1 = 230 НВ, σ Т = 440 МПа и σв = 780 МПа; прочностные свойства заготовки для колеса можно оставить прежними.
4. Определение допускаемых напряжений при расчете зубчатых передач на контактную выносливость и усталость при изгибе.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную выносливость и усталость при изгибе определяются по формулам (3.1) и (3.3):
и ,
где и – базовые пределы контактной выносливости поверхностей зубьев и выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба соответственно; и – коэффициенты долговечности и коэффициенты безопасности при расчете на контактную выносливость и усталость при изгибе соответственно; – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья: для реверсивных передач = 0,7…0,8, а для нереверсивных – = 1.
Значения указанных параметров и коэффициентов находим отдельно для выбранных материалов шестерни (с индексом 1) и колеса (с индексом 2), для чего используем зависимости, приведенные в табл. П.9:
Поскольку проектируемая передача – реверсивная, с повышенным ресурсом эксплуатации (Lh = 20000 час) и средняя твердость материала колес не превышает 350 НВ, принимаем:
, , = 0,75.
Тогда:
Рассчитываемая зубчатая передача является прямозубой, поэтому в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимаем
при этом условие соблюдается: 427 < 454 < 1,25∙427.
Результаты всех вычислений для прямозубых колес заносим табл.П.4.1.
Таблица П.4.1
Значения параметров, используемых при расчете допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба