Проверочный расчет закрытой передачи.

Силы, действующие в передачи при 1-ом режиме.

Окружная сила:

F_t=

F_t=(2⋅36.19⋅10³)/48=1507 Н.

Радиальная сила:

F_r =F_t⋅tan α;

F_r=1507⋅tan20^o=548 H.

Нормальная сила:

F_n = ; F_n= 548/cos20^o=514 H.

Окружная скорость при первом режиме:

= = (3.14⋅48⋅1422)/(60⋅1000) =3.57м/с.

Степень точности изготовления колес – 8В.

Действующие при первом режиме контактные напряжения:

=1.18⋅ , где

 

= ⋅ – коэффициент расчетной нагрузки.

– коэффициент динамической нагрузки.

– коэффициент концентрации нагрузки.

1.04.

12 мм.

мм.

– вращающий момент на быстроходном валу цилиндрической передачи.

U_Z1-Z2 =2 – передаточное число прямозубой передачи.

=1.18⋅ 21.52 МПа

21.52 МПа.

Т.О. , где =955 МПа.

Действующие изгибные напряжения:

, где

=314 МПа.

d_ст =1.5⋅d_вых=1.5⋅31=46.5

Длина ступицы колес (мм):

l_ст =1.5⋅ d_вых=46.5

Сечение шпонки и размеры шпоночных пазов.

Шпонка призматическая.

Для диаметра 38<d_вых <44;

b=12 мм; h=8 мм.

Фаска:

0.5⋅45°.

Длина шпонки:

l_шп.=l_cт.-(5…10)мм = 46.5-10=36.5(мм) (3 шпонки) по ГОСТу 23360-78.

Глубина шпоночного паза:

Для вала: t₁=5 (мм).

К_F= ⋅ = 1.05 – коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба.

=1.02 – коэффициент концентрации нагрузки для =0.33.

1.03 – коэффициент динамической нагрузки.

2159 Н – окружная сила.

- коэффициент формы зуба, зависит от эквивалентного числа зубьев прямозубых колес.

Для шестерни:

( = 24).

Для колеса:

( = 48).

Расчет выполняем по той из пар колес, для которых меньше отношение:

 

Для шестерни: Для колеса:

=314/3.95= 79.49, .

Расчет ведем по шестерне.

Напряжение изгиба в шестерне:

(3.95⋅2159⋅1.05)/(18⋅3)=165.8 МПа.

Сравниваем значения расчетного напряжения

 

 

Определение геометрических параметров зубчатых колес.

Межосевое расстояние шестерни и колеса (мм):

= =2/2⋅(72)=72;

Диаметр делительных окружностей (мм)*:

d=m⋅z;

d₁= m⋅z₁= 48; d₂= m⋅z₂=96;

d₃= m⋅z ₃ = 56; d₄= m⋅z₄=88;

d₅= m⋅z₅ = 64; d₆= m⋅z₆=80.

Диаметр окружностей выступов:

d_a=m⋅(z+2);

d_a1=52; d_a2=100;

d_a3=60; d_a4=92;

d_a5=68; d_a6=84.

Диаметры окружностей впадин (мм):

d_f=m⋅(z-2.5);

d_f1=45;

d_f2=91;

d_f3=51;

d_f4=83;

d_f5=59;

d_f6= 75.

Высота зубьев (мм):

h=2.25 ⋅m=4.5.

Размер фаски зубьев:

f=(0.6…0.7)⋅m;

f=(0.6…0.7)⋅2=1.95.

Принимаем размер фаски (f=2): 2⋅45°.

Диаметр входного вала(мм):

d_ст =1.5⋅d_вых=1.5⋅31=46.5

Длина ступицы колес (мм):

l_ст =1.5⋅ d_вых=46.5

Сечение шпонки и размеры шпоночных пазов.

Шпонка призматическая.

Для диаметра 38<d_вых <44;

b=12 мм; h=8 мм.

Фаска:

0.5⋅45°.

Длина шпонки:

l_шп.=l_cт.-(5…10)мм = 46.5-10=36.5(мм) (3 шпонки) по ГОСТу 23360-78.

Глубина шпоночного паза:

Для вала: t₁=5 (мм).

d_вх=110⋅ ;

d_вх=110⋅ =25.3.

Принимаем по Ra 40 d_вх=26.

Диаметр выходного вала(мм):

d_вых=110⋅ ;

d_вых=110⋅ =30.8.

 

Принимаем по Ra 40 d_вых=31.

Диаметры ступиц колес(мм):

Для ступицы: t₁=3.3 (мм).

Общая глубина шпоночного паза:

d_ст =1.5⋅d_вых=1.5⋅31=46.5

Длина ступицы колес (мм):

l_ст =1.5⋅ d_вых=46.5

 

 

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Частота оборотов вала ведущего шкива n_шк1=n_эд=1450 об/мин.

Частота оборотов вала ведомого шкива n_шк2=n_вх=1422 об/мин.

Мощность на валу ведущего шкива Р_шк1=Р_эд=5.5 кВт.

Крутящий момент на валу ведущего шкива Т_шк1=Т_эл=36.22 Н м.

Крутящий момент на валу ведомого шкива Т_шк2=Т_вх=36.19 Н м.