Определение размеров венцов зубчатых колёс

Межосевое расстояние:

,

где К_а – коэффициент, равный для косозубого зацепления К_а = 410 ;

u – передаточное число; u =5;

 

[s]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение;

[s]_H =536,4МПа;

y _ва – коэффициент ширины зубчатого венца; для несимметричного

расположения колеса относительно опор принимаем y _ва=0,5;

Т ₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·м; Т =37.98Н·м;

К_Н – коэффициент нагрузки; К_НВ =1,2.

мм

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ 6636-99: мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-80:

мм,

мм.

Принимаем угол наклона зубьев .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,

где - межосевое расстояние, =110мм;

- угол наклона зубьев, ;

- нормальный модуль, =2мм.

; округлив до целого числа получили

108.

 

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

 

;

 

отсюда .

 

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

- делительные диаметры

;

мм;

мм;

Проверка:

;

мм;

- диаметры вершин зубьев:

;

мм;

;

мм;

 

- диаметры впадин зубьев:

;

мм;

;

мм;

- ширина зубчатого венца колеса:

;

мм;

- ширина зубчатого венца шестерни:

;

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

;

Определим фактическое передаточное число:

;

.

 

Уточнение угла наклона зуба

;

 

;

 

11.

 

Проверочные расчёты передачи

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

, где

- угловая скорость шестерни;

- диаметр шестерни;

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки:

.

Значения К_Нb даны в [6,табл.3.5]: при y _bd =1,5 и симметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_Нb =1,23.

По [6,табл.3.4, с.32] К_Нa =1,05.

По [6,табл.3.6, c.32] для косозубых колёс К_Нn = =1,1.

Проверка контактных напряжений производится по формуле:

,где

=190 Мпа;

; ;

; 2.45;

окружная сила;

-диаметр шестерни;

[s]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение, [s]_H=472,7 МПа;

К_Н – коэффициент нагрузки ,К_Н =1,27;

u – передаточное число, u =5;

– ширина зубчатого венца колеса, b=55 мм;

;

Оценка степени использования материала:

Недогрузка до 15% допустима.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

,где

Допускаемое расчетное контактное напряжение [s]_F=286МПа;

Коэффициент нагрузки:

.

По таблице [6, т.3.7] при

К_Fb =1,345, К_Fn =1,19, =1,05.

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

у шестерни: ; ;

у колеса: ; ;

При этом Y_{FS 1}=4,13, Y_{FS 2} =3,6075.

 

 

Определяем коэффициенты Y_b и :

; ;

; ;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия e_a =1,71 и 8-й степени точности.

 

Рассчитываем напряжения изгиба зубьев зубчатого колеса:

 

(267.64МПа);

Рассчитываем напряжения изгиба зубьев шестерни:

 

;

 

(267.64МПа);
Циклическая прочность обеспечена.

Определение сил, действующих в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная ;

- радиальная ; ;

- осевая ; .

Расчет ременной передачи

 

Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в

проектируемом приводе используется клиноремённая передача. Для расчёта

используем методику, приведенную в [1, c. 130].

Исходя из номограммы условий работы ремня выбираем тип сечения А [1, c.134].

Крутящий момент на ведущем шкиву:

 

; ;

 

Диаметр ведущего шкива рассчитываем по формуле:

 

;

мм.

 

Принимаем диаметр шкива равным d1 = 90 мм.

Диаметр ведомого шкива рассчитывается по выражению:

 

;

мм.

 

где e – коэффициент проскальзывания ремня.

Выбираем диаметр ведомого вала равным d2=160 мм и уточняем

передаточное отношение ремённой передачи:

 

;

 

Угловая частота вала II составит

 

;

рад/с;

 

Расхождение составляет , что ниже допускаемого значения, равного 3% [1].

 

 

Определяем значение межосевого расстояния по формуле:

 

;

мм.

 

Расчётная длинe ремня определяем по формуле:

;

 

Уточняем значение межосевого расстояния по формуле:

 

, =11;

 

где w = 0,5·3,14·(d1 + d2) =392,5 мм;

y = (d2 – d1)2 =(160-90)/2=35 мм2.

=11;

 

В результате имеем:

 

мм;

 

Расчётная длина ремня составляет:

 

мм.

 

Принимаем величину длины ремня из стандартного ряда по ГОСТ 1284.1-80 равной

L= 1400 мм.

 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого

расстояния на 0,01·L=14 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и

возможность его увеличения на 0,025·L=35 мм для увеличения натяжения

ремней.

Произведём расчёт силовых характеристик ремённой передачи.

 

Угол обхвата меньшего шкива составит:

 

;

 

Необходимое число ремней в передаче вычисляется по выражению:

 

;

 

где P0 – мощность, допускаемая для передачи одним ремнём,

P₀ = 1,23 кВт [1, c. 132]; C_L – коэффициент,учитывающий влияние дины ремня, C_L =0,98 [1, c. 135]; C_P – коэффициент режима работы, C_P =1,0 (легкийрежим) [1, c. 136]; Ca – коэффициент, учитывающий угол обхвата, Ca =0,95 [1, c. 135]; Cz –коэффициент, учитывающий число ремней, Cz =0,85.

 

Итого получаем:

 

;

принимаем число ремней равное z=7.

 

Определим окружнe. скорость ведущего шкива:

 

; м/с.

 

Предварительное натяжение ветвей клинового ремня

;

где v – окружная скорость ведущего шкива,

q – коэффициент,учитывающий центробежную силу, q=0,1 Н·с2/м2.

 

.

 

 

Сила действующая на валы:

;

H.

Ширина обода шкива находится по формуле:

;

 

где e=15 мм, f=10 – размеры канавок [1, c. 138];

 

 

мм.