Расчет плоскоременной передачи

2.1.Исходные данные для расчета:

Передаваемая мощность = 5239 Вт

Частота ведущего вала = 1429.5

Передаточное отношение = 2.31

Скольжение = 0.01

Момент = 35 Hm

2.2.Диаметр меньшего шкива

= 60 = 60 = 196.29 мм Приняли =200 мм

2.3.Диаметр большего шкива

= (1 – ) = 2.31 1 – 0.015) = 457.41 мм

Приняли =460 мм

2.4.Уточняю передаточное отношение и частоту

= = = 2.32

= = = 615.31

= 100 = 100 = 0.56

(Допустимо до 3%)

2.5.Межосевое расстояние a = 2 ) = 2 (200 + 460) a = 1320 мм

Приняли а =1400 мм

2.6.Расчетная длина ремня

L = 2a + () + = 2 1400 + (200 + 460) +

L = 3849

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения его на 0,01L для облегчения надевания ремней, и увеличения на 0,025L,для подтягивания по мере износа.

2.7.Угол обхвата меньшего шкива

= 180 – 60 = 180 – 60 = 169

Коэффициент угла обхвата в зависимости от :

= 1 – 0.003 (180 - = 1 – 0.003 (180 – 169) = 0.97

2.8.Скорость ремня V = = V = 14.97

2.9.Окружная сила Ft = = Ft = 350 H

2.10.Принимаем ремень Б 800 с числом прокладок

z = 3 = 1.5 = 3

Проверим выполнение условия 0.025

= z = 4.5 мм 0.0025 = 5 - условие выполнено

Коэффициент режима работы = 0.95

Коэффициент учитывающий центробежную силу

= 1.04 – 0.0004 = 1.04 – 0.0004 = 0.95

Коэффициент учитывающий угол наклона ветви ремня при наклоне до 60 град

= 1.0

Допускаемая нагрузка на 1 мм ширины прокладки

p = p = 2.62 H

2.11. Ширина ремня b = = b = 44.56 мм

Приняли b = 50 мм

2.12 Ширина шкивов = b + 10 = 50 + 10 = 60 мм

2.13.Предварительное натяжение ремня при = 1.8 МПа

= b = 1.8 50 4.5 = 405 H

2.14.Натяжение ведущей ветви = + 0.5 = 405 + 0.5 350

= 580 H

2.15.Напряжение от этой силы = = = 2.58

2.16.Напряжение от центробежной силы при p = 1100

= p = 1100 = 0.25 МПа

2.17.Максимальное напряжение

= + + = 2.58 + 0.25 + 2.25 = 5.07 МПа

Условие 7 МПа - выполнено где = 7 МПа - для материала ремня

= 1.5 – 0.5 = 1.5 – 0.5 = 1.48

= 1.48 - коэффициент учитывающий передаточное отношение

= = = 3.89 - число пробегов ремня в секунду

2.18.Проверка передачи на долговечность по формуле

= = =3467 час

2.19.Давление на валы

= 2 sin = 2 405 = 806.17 H

3 РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ

ПЕРЕДАЧИ

3.1 Исходные данные:

= 4927.52 Bт = 618.79 = 76.05 Hм = 295.13 Hм

= 4

3.2. Выбор материалов

Материал шестерни и колеса сталь 40Х, улучшенная = 280 = 260

3.3 Допускаемые контактные напряжения: =

где = 2 + 70 = 2 = 630 МПа

= 2 + 70 = 2 = 590 МПа

коэффициент безопасности принимаем = 1.1

коэффициент долговечности при числе чиклов нагружения больше базового =1 =1

тогда = = 1 = 572.73 МПа

= = 1 = 536.36 МПа

условное контактное напряжение:

= = 536.36 МПа

3.4 Допускаемые напряжения изгиба: =

Где = 1.8 HB1 = 1.8 280 = 504 МПа

= 1.8 HB2 = 1.8 260 = 468 МПа

= 1 для одностороннего приложения нагрузки

Базовое число циклов перемен = 4 при числе циклов перемен больше базового принимаем:

= 1 Коэффициент безопасности = 1.75 тогда

= = 1 1 = 288 МПа

= = 1 1 = 267.43 МПа

3.5 Проектировочный расчет передачи на контактную прочность

3.5.1 Межосевое расстояние

( + 1)

где

= 271 Коэффициент, учитывающий механические свойства материала, для стальных колес.

= 0.85 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

= 1.75 Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

= 1.3 Коэффициент, учитывающий нагрузку, принимаем предварительно.

= 1.1 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями, для косозубых колес.

= 0.5 Коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию

приняли предварительно = 12 - угол наклона зуба,

= ( + 1) = ( + 1)

= 124.28 мм

3.5.2 Основные параметры и размеры зубчатых колес.

Ширина зубчатого венца = 0.5 = 0.6 = 62.14мм

Приняли для шестерни и колеса = 70 мм = 65 мм

Модуль передачи принимаем в интервале

= 0.01 = 0.01 124.28 = 1.24 мм

= 0.01 = 0.02 124.28 = 2.49 мм

приняли m = 2.5 мм

приняли a = 2.5 мм

суммарное число зубьев = = 97.81

приняли

= = 19.6 приняли = 20

= - = 98 – 20 = 78

Фактическое передаточное отношение = =

Погрешность U = 100 = 100 = 2.5 - допустимо до 3%

Действительный угол наклона зубьев = acos = acos

= 11.48 град

Передачу выполняем без смещения, начальные диаметры равны делительным

= = = 51.02 мм

= = = 198.98 мм

Диаметры вершин и впадин зубьев

= + 2m = 51.02 + 2 2.5 = 56.02 мм

= + 2m = 198.98 + 2 2.5 = 203.98 мм

= - 2m = 51.02 - 2 2.5 = 44.77 мм

= + 2m = 198.98 - 2 2.5 = 192.73 мм

Окружная скорость колес V= = = 1.65

V = 1.65 м/с Приняли 8-ю степень точности

3.6 Проверочный расчет на контактную прочность.

3.6.1. Определяем коэффициент торцевого перекрытия

= =

= 1.65

3.6.2 Определяем для несимметричного расположения колес при НВ до 350

= 1.12

3.6.3 для V=1.65 m/c, и косозубых колес при 8 степени точности = 1.2

3.6.4. Коэффициент нагрузки = = 1.12 1.2 = 1.34

3.6.5. = = = 0.78

3.6.6 При = 20 определим коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

= = = 1.75

3.6.7 Контактные напряжения

= =

= 476.7 МПа

3.6.8 Проверим недогрузку 100 = 100 = 4.49

3.7 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

3.7.1 Определяем эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба

= = = 21.25

= = = 82.87

по таблице приняли: = 3.95 = 3.61

Проверим отношение = 72.91 = 74.08 - для шестерни отношение меньше, расчет ведем по зубу шестерни

3.7.1 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 1.07

3.7.2 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку = 1.06

3.7.3. Коэффициент нагрузки = = 1.06 = 1.13

3.7.4 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев = 1 - = 1 –

= 0.92

3.7.5. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 0.91

3.7.6 Вычисляем по формуле:

= = 0.91 0.92

= 60.53 = 288 МПа

изгибная прочность обеспечена т.к

3.8 Усилия в зацеплении зубчатых колес

3.8.1 Окружная сила

= = = 2981.07 H

= = 2981.07 H

3.8.2 Радиальная сила

= = 2981.07 =

= 1107.16 = 1107.16

3.8.3 Осевая сила

= tan( = 2981.07 tan(11.48) =

= 605.33 H = 605.33 H

Дата добавления: 2015-08-31