Пример расчета клиноременной передачи

Исходные данные: мощность на ведущем валу, N ₁=15 кВт; передаваемый момент, Т ₁=125 Н·м; частота вращения, n ₁=1450 мин^-1, передаточное число u =1.

По табл. 4.1. в зависимости от передаваемой мощности назначают сечение ремня В по ГОСТ 1284-1-80.

По формуле (4.8) рассчитывают диаметр малого шкива:

, мм

Диаметр малого шкива стандартный d ₁ = 250 мм.

Преобразуя формулу (4.7) определяют диаметр большего шкива:

d _Р2 = d ₁ ×(1- ξ) × u= 250(1 – 0,02)×1 =245, мм.

Стандартное значение диаметра большего шкива, d ₂ =250 мм.

Окружная скорость на малом шкиве по формуле (4.5):

, м/с

Для предварительного определения межосевого расстояния используют формулы (4.9-4.10):

a_w ^min=0,55×(250+250)+13,5=288,5, мм;

a_w ^max= 2×(250+250)=1000, мм.

Предварительно конструктивно назначают a _W = 900 мм.

При предварительно выбранном межосевом расстоянии a _W, определяют расчетную длину ремня, формула (4.11):

В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 полученное расчетное значение длины округляется до ближайшего числа из ряда стандартных длин ремней. Окончательно принимаем L _Р = 2800 мм.

Находим по формуле (4.12) межосевое расстояние, при окончательно установленной по ГОСТ 1284.1-80 длине ремня:

Угол обхвата малого шкива определяется по формуле (4.13):

a = 180° – 60°×(250 – 250)/ 1011 = 180°

Для успешной работы клиноременной передачи принимают: [a] ³ 120°.

Расчетную мощность, передаваемую одним ремнем, определяют по формуле (4.19):

N_p = 9,18×1×0,96×1 ·0,9=7,93, кВт,

где N ₀ = 9,18 кВт– мощность, передаваемая одним ремнём в условиях типовой передачи (по табл.8, приложение);

- C _a – коэффициент угла обхвата, C_a = 1;

- C _L – коэффициент длины ремня, (формула 4.20),

- C _u – коэффициент передаточного отношения, C _u = 1;

- С _р – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы, С_P = 0,9

(при 2-х сменной работе и спокойной нагрузке, легкий режим).

Расчётное число ремней в передаче для обеспечения среднего ресурса эксплуатации по ГОСТ 1284-3-80 определяется по формуле (4.21):

Предварительно, определив число ремней в комплекте 2…3, выбирается коэффициент C _Z = 0,95.

Окончательно z = 3 ремня.

4.4. Проектный расчёт зубчатых передач

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев зубчатых колес, определяется, в основном, твердостью материала. Поэтому выполняется проектный расчет передач на контактную выносливость зубьев, на основании которого определяются межосевые расстояния и модули зубьев зубчатых колес.

Расчет сводится к выполнению условия, по которому контактные напряжения зубьев не должны превышать допускаемые.

Расчетная формула для нахождения контактных напряжений:

; МПа,

где - коэффициент, учитывающий форму соприкасающихся поверхностей при угле зацепления a=20⁰ Z _н=1,76;

- коэффициент учитывающий механические свойства материала колес, для стальных колес с E₁=E₂ =21,5×10⁴ МПа, Z _м =274;

- Z _e - коэффициент, учитывающий влияние коэффициента торцевого перекрытия e_a. В обычных проверочных расчетах Z _e» 1 (что соответствует e_a= 1,6);

- w _t - удельная расчетная окружная сила, H/мм;

- d ₁ - диаметр начальной окружности, мм;

- u – передаточное число, u=ω₁/ω₂. Знак «плюс» для наружного, «минус» - для внутреннего зацепления.

Приведенную выше формулу можно представить в следующем виде:

, МПа,

где Т ₂ – вращающий момент на ведомом колесе, Н·м;

- ψ _ba - коэффициент ширины y_ba = b_w / a_w, его можно принимать в пределах 0,25...0,4 для неподвижных колес и 0,1...0,2 - для передвижных колес коробок скоростей;

- К _Нβ – коэффициент концентрации нагрузки;

- К _{Н v} – коэффициент динамической нагрузки.

При проектировании новой передачи задаются отношением ширины колес к межосевому расстоянию и определяют межосевое расстояние:

, мм, (4.22)

где коэффициент К_а для прямозубых колес принимается 495;

- К _Нβ – при проектном расчете принимается, К _Нβ =1,1…1,2 (меньшее значение при твердости материала колес НВ≤350, большее при НВ>350).

Допускаемое контактное напряжение [ σ _H] для прямозубой передачи считается по формуле

МПа, (4.23)

где σ _{H lim b} – предел контактной выносливости;

- К _HL – коэффициент долговечности, К _HL = 1,1…1,8;

- [ S _H] – коэффициент безопасности, [ S _H] = 1,1¸1,2;

- σ _{H lim b} и [ S _H] приведены в приложение см. табл.10.

Расчетный модуль зубчатой передачи находится по формуле:

, мм (4.24)

где Z_S – сумма чисел зубьев колеса и шестерни передачи.

Фактическое значение модуля выбирают из стандартных значений путем округления до ближайшего большего значения. Предпочтительные значения модуля зубчатых колес:1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

Основные геометрические параметры зубчатых колес определяются по формулам:

- делительный диаметр, мм:

d = m × z, (4.25)

- диаметр окружности вершин зубьев, мм:

d_a = d₁ + 2×m, (4.26)

- диаметр окружности впадин зубьев, мм:

d_f = d – 2,5×m, (4.27)

- рабочая ширина зубчатого венца, мм:

b_р = (6…8)×m, (4.28)

- для быстроходных ступеней:

b_p = 6×m, (4.29)

- для тихоходных ступеней:

b_p = 7×m, (4.30)

- полная ширина венца мм,:

b = b_p+4, (4.31)

Дата добавления: 2014-12-26