Методики расчета зубчатых и ременных передач

Проектировочный расчет закрытых зубчатых передач выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев.

Условие прочности

, (2.1)

где – фактическое контактное напряжение, Н/ ; – допускаемое контактное напряжение, Н/ .

Критерий расчета клиноременной передачи - тяговая способность.

Расчет зубчатых и клиноременной передачи выполняется с помощью специальной программы “Madeshar”. Исходные параметры для данного расчета выбираем из результатов энерго-кинематического расчета и технического задания, эти параметры занесены в табл. 2.1 и табл. 2.2.

Межосевое расстояние тихоходной передачи, необходимое для дальнейшего проектировочного расчета тихоходной передачи с помощью программы “Madeshar”, найдем по формуле

, (2.2)

где – диаметр вершин колеса быстроходной передачи, мм; - диаметр выходного вала, мм; – зазор между колесом быстроходной передачи и выходным валом, мм.

Назначаем = 20 мм.

Диаметр выходного выходного вала определим по формуле [1, с. 161]

, (2.3)

где - крутящий момент на валу III, Н м; – допускаемое напряжение при кручении Н/ .

принимаем равным = 30 Н/ [1, с. 161].

=55,0 мм

Диаметр вершин колеса быстроходной передачи получаем из результатов проектировочного расчета быстроходной передачи.

2.2. Результаты проектировочного расчета по программе “Madeshar”

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 1040.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 9300 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 40.8 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00

ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 250 HB

КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 230 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 3 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 7

МОДУЛЬ 1.500 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 158.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 33 колеса 139 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 4.21

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 35 16 06

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 27.0 колеса 24.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 0.396 в долях aw 0.152

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.31 осевого 2.94 суммарный 4.25

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 1346 радиальная 600 осевая 952

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 60.628 вершин 63.63 впадин 56.88

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 255.372 вершин 258.37 впадин 251.62

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 938 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 3.30 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную |

| [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность |

| | | |шестер. колесо|шестер. колесо|

| расчетные | 389 | 551 | 86 82 | 172 164 |

|допускаемые| 408 | 1540 | 244 224 | 929 854 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.06 Kf 1.17 долговечн.Zn 0.84 0.89 Yn 1.00 1.00

Подставим численные значения в формулу (2.2)

= 176,685 мм

 

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 247.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 9300 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 331.0 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00

ШЕСТЕРНЯ: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 300 HB

КОЛЕСО: прокат сталь 40Х ТО улучшение ТВЕРДОСТЬ 280 HB

СХЕМА ПЕРЕДАЧИ 7 СТЕПЕНЬ ТОЧНОСТИ 7

МОДУЛЬ 3. ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 1.244 в долях aw 0.548000 мм МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 177.000 мм

ЧИСЛО ЗУБЬЕВ: шестерни 26 колеса 92 ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО 3.54

УГОЛ НАКЛОНА ЗУБЬЕВ [град.мин.сек.] 00 00 00

КОЭФФИЦИЕНТ СМЕЩЕНИЯ: шестерни 0.000 колеса 0.000 суммарный 0.000

ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА [мм]: шестерни 103.0 колеса 97.0

ОТНОСИТ. ШИРИНА ЗУБЧАТОГО ВЕНЦА: в долях d1 1.148 в долях aw 0.517

КОЭФФИЦИЕНТ ПЕРЕКРЫТИЯ: торцового 1.73 осевого 0.00 суммарный 1.73

CИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ [Н]: окружная 8487 радиальная 3089 осевая 0

ДИАМЕТР ШЕСТЕРНИ [мм]: делительный 78.000 вершин 84.00 впадин 70.50

ДИАМЕТР КОЛЕСА [мм]: делительный 276.000 вершин 282.00 впадин 268.50

УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ КОЛЕС 4555 куб.см ОКРУЖНАЯ СКОРОСТЬ 1.01 м/с

|НАПРЯЖЕНИЯ |при расчете на контактную | при расчете на изгибную |

| [МПа] |выносливость| прочность | выносливость | прочность |

| | | |шестер. колесо|шестер. колесо|

| расчетные | 512 | 724 | 134 122 | 268 244 |

|допускаемые| 529 | 1540 | 278 259 | 1114 1040 |

КОЭФ-ТЫ:нагрузки Kh 1.07 Kf 1.16 долговечн.Zn 0.92 0.97 Yn 1.00 1.00

 

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ б.ход.вала 1460.0 об./мин. РЕСУРС ПЕРЕДАЧИ 9300 ч

ВРАЩАЮЩИЙ МОМЕНТ на б.ход.валу 60.0 Н*м ПЕРЕДАЧА нереверсивная

РЕЖИМ НАГРУЖЕНИЯ типовая циклограмма нагружения N10 КОЭФФ.ПЕРЕГР.2.00

ТИПОРАЗМЕР СЕЧЕНИЯ ремней А РАСЧЕТНАЯ ДЛИНА 1120 мм

КОЛИЧЕСТВО РЕМНЕЙ в комплекте (или ребер поликлинового ремня) 5

РЕГУЛИРОВКА НАТЯЖЕНИЯ РЕМНЕЙ периодическая

РЕСУРС комплекта ремней 1000 ч МАССА комплекта ремней 0.57 кг

КОЛИЧЕСТВО КОМПЛЕКТОВ ремней на весь срок службы передачи 10

ПЕРЕДАТОЧНОЕ ОТНОШЕНИЕ 1.42 МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ 256 (+ 14/- 5) мм

РАСЧЕТНЫЕ ДИАМЕТРЫ шкивов [мм]: меньшего 160 большего 224

ШИРИНА шкивов 80 мм УСЛОВНЫЙ ОБЪЕМ шкивов 4761 куб.см

СИЛА, действующая на валы [Н]: в покое 1544 при работе передачи 1441

СИЛА предварительного натяжения комплекта ремней 778 Н

ПОЛЕЗНЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ В РЕМНЕ [МПа]: расчетные 2.06 допускаемые 2.08

Анализ расчета передач

Анализируем полученные результаты расчета быстроходной и тихоходной передач по следующим критериям:

1) Условие смазываемости

Для обеспечения возможности картерной смазки должно выполнятся условие

30 мм (2.4)

В данном случае

= = 20,6 мм

Условие 30 мм выполняется.

2) Условие оптимального соотношения зубчатых колес

(2.5)

где - коэффициент относительной ширины венца.

В данном случае = 1,200. Условие выполняется.

Таким образом, возможно дальнейшее проектирование редуктора по полученным в результате расчета параметрам.

Анализ результатов расчета клиноременной передачи проводится по числу ремней z 8 и по максимальному диаметру большего шкива мм.

В данном случае z= 5, = 224 мм. Принимаем результаты расчета клиноременной передачи для дальнейшего проектирования.