 |
Расчёт поликлиноременной передачи
|
|
|
|
Рисунок 2.1 – Схема передачи
Коэффициент режима работы по табл. 7.4[1] Кр= 0,9.
Расчетный момент на быстроходном валу T(ведущ. шкива)= 213180,77 Нxмм.
При данной величине момента в соответствии с рекомендацией принимаем ремень
сечения Л.
Диаметр меньшего шкива по формуле (7.33[1]):
d1= 3 x = 3 x = 179,213 мм
По табл. 7.14 принимаем ближайший d1= 180 мм.
Скорость ремня:
V = = = 6,906 м/с.
Диаметр ведомого шкива:
d2= d1xU = 180 x2,18 = 392,4 м/с.
По табл. 7.14 принимаем d2= 400 мм.
Передаточное число:
U = = = 2,222.
Определяем необходимое число клиньев (см рис. 7.6[1]). Из точки оси абсцисс u = 6,906 м/с проведем вертикаль до пересечения с кривой d1= 180 мм. Из полученной точки проведем горизонталь до пересечения с кривой мощности:
Р = Mведущ. шкиваxwведущ. шкива= 213180,77 x10-6x76,733 = 16358кВт.
Затем из полученной точки проведем опять вертикаль до пересечения с линией
U = 2,222. Далее проведем горизонталь до пересечения с прямой Кр= 0,9. Из последней точки проведем вертикаль, которая пересечет ось абсцисс в точке z = 15,071.
Примем окончательно число клиньев z = 16.
При U = 2,222 межосевое расстояние аw= 2,36 xd1= 2,36 x180 = 424,8 мм (см. стр 141[1]).
Длина ремня по формуле (7.7[1])
L = 2 xаw+ 0.5 xp x(d2+ d1) + 2 x424,8 + 0.5 x3,142 x(400 + 180) +
= 1789,146 мм.
Принимаем по табл. 7.13[1]: L = 1800 мм.
Условное обозначение ремня: 1800 Л 16 РТМ 38-40528-74.
Межосевое расстояние, выверенное по принятой длине ремня:
aw= 0.25 x
= 0.25 x
= 430,413 мм.
Угол обхвата на малом шкиве:
a = 180o- 180o- 149,332o.
Усилие, действующее на вал:
S = 2 xS0xz xSin300 x16 xSin4629,123 Н,
здесь 2 xS0= 300 Н, см. стр. 142 [1].
Ширина шкивов (см. табл. 7.14[1]):
Bш.= (z - 1) xt + 2 xs = (16 - 1) x4,8 + 2 x5,5 = 83 мм.
|
|
|
Таблица 2.1 - Параметры поликлиноременной передачи, мм
| Параметр | Значение | Параметр | Значение |
| Тип ремня | поликлиновой | Диаметр ведущего шкива d1 | |
| Сечение ремня | Л | Диаметр ведомого шкива d2 | |
| Число клиньев Z | Предварительное натяжение ремня Fo, Н | ||
| Межосевое расстояние aw | 430,413 | ||
| Длина ремня l | |||
| Угол обхвата ведущего шкива a1, град | 149,332 | Сила давления ремня на вал Fв, Н | 4629,123 |
Расчёт зубчатой цилиндрической передачи
Рисунок 3.1 – Схема передачи
Проектный расчёт
Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни: сталь: 35Х
термическая обработка: нитроцементация
твердость: HRC 63
- для колеса: сталь: 40ХН
термическая обработка: поверхностная закалка с нагревом ТВЧ
твердость: HRC 45
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]), будут:
[s]H=,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем:
для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - нитроцементация
sH lim(шест.)= 23 xHRC1= 23 x63 = 1449 МПа;
для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой - поверхностная закалка с нагревом ТВЧ
sH lim(кол.)= 17 xHRC2+ 200 = 17 x45 + 200 = 965 МПа;
SH- коэффициент безопасности SH= 1,2; ZN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN=,
где NHG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG= 30 xHBср2.4£ 12 x107
NHG(шест.)= 30 x656,6672.4= 173280298,007
Принимаем NNH(шест.)= 120000000
NHG(кол.)= 30 x4272.4= 61680538,234
NHE= mHxNк- эквивалентное число циклов.
Nк= 60 xn xc xtS
Здесь:
- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 336,126 об./мин.; nкол.= 60,022 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS= 365 xLгxC xtcxkгxkс- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
|
|
|
- Lг=6 г. - срок службы передачи;
- С=1 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,7 - коэффициент годового использования;
- kс=0,6 - коэффициент суточного использования.
tS= 365 x6 x1 x8 x0,7 x0,6 = 7358,4 ч.
mH- дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
mH= S = + + = 0,63
Тогда:
Nк(шест.)= 60 x336,126 x1 x7358,4 = 148400973,504
Nк(кол.)= 60 x60,022 x1 x7358,4 = 26500394,592
NHE(шест.)= 0,63 x148400973,504 = 93492613,308
NHE(кол.)= 0,63 x26500394,592 = 16695248,593
В итоге получаем:
ZN(шест.)= = 1,042
ZN(кол.)= = 1,243
ZR= 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv= 1...1,15.
Предварительное значение межосевого расстояния:
aw' = K x(U + 1) x
где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=7, тогда:
aw'' = 7 x(5,6 + 1) x = 198,129 мм.
Окружная скорость Vпредв.:
Vпредв.= = = 1,057 м/с
По найденной скорости получим Zv:
Zv= 0.925 xVпредв.0.05= 0.925 x1,0570.05= 0,928
Принимаем Zv= 1.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [s]H1= = 1132,394 МПа;
для колеса [s]H2= = 899,621 МПа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:
[s]H= [s]H2= 899,621 МПа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]):
[s]F=,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем
sF lim(шестерня)= 950 МПа;
sF lim(колесо)= 700 МПа;
где SF- коэффициент безопасности SFSF(шестерни)= 1,55;
SSF(колеса)= 1,7;
YN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN=,
где NFG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG= 4 x106
NFE= mFxNк- эквивалентное число циклов.
Nк= 60 xn xc xtS
Здесь:
- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 336,126 об./мин.; nкол.= 60,022 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
tS= 365 xLгxC xtcxkгxkс- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=6 г. - срок службы передачи;
- С=1 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,7 - коэффициент годового использования;
- kс=0,6 - коэффициент суточного использования.
tS= 365 x6 x1 x8 x0,7 x0,6 = 7358,4 ч.
|
|
|
mF- дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
mF= S = + + = 0,542
Тогда:
Nк(шест.)= 60 x336,126 x1 x7358,4 = 148400973,504
Nк(кол.)= 60 x60,022 x1 x7358,4 = 26500394,592
NFE(шест.)= 0,542 x148400973,504 = 80433327,639
NFE(кол.)= 0,542 x26500394,592 = 14363213,869
В итоге получаем:
YN(шест.)= = 0,716
Так как YN(шест.)<1.0, то принимаем YN(шест.)= 1
YN(кол.)= = 0,868
Так как YN(кол.)<1.0, то принимаем YN(кол.)= 1
YR= 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA= 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
для шестерни [s]F1= = 612,903 МПа;
для колеса [s]F2= = 411,765 МПа;
По таблице 2.5[2] выбираем 8-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
aw= Kax(U + 1) x,
где Кa= 49,5 - для прямозубой передачи, для симметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba= 0,4; KH- коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH= KHvxKHbxKHa
где KHv= 1,032 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]);
KHb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников.
Коэффициент KHbопределяют по формуле:
KHb= 1 + (KHbo- 1) xKHw
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHboпредварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:
ybd= 0.5 xybax(U + 1) = 0.5 x0,4 x(5,6 + 1) = 1,32
По таблице 2.7[2] KHbo= 1,18. KHw= 0,531 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KHb= 1 + (1,18 - 1) x0,531 = 1,096
Коэффициент KHaопределяют по формуле:
KHa= 1 + (KHao- 1) xKHw
|
|
|
где KHao- коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHao= 1 + 0.06 x(nст- 5) = 1 + 0.06 x(9 - 5) = 1,24
KHa= 1 + (1,24 - 1) x0,531 = 1,127
В итоге:
KH= 1,032 x1,096 x1,127 = 1,275
Тогда:
aw= 49,5 x(5,6 + 1) x = 218,659 мм.
Принимаем ближайшее значение awпо стандартному ряду: aw= 224 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2= = = 380,121 мм.
Ширина:
b2= ybaxaw= 0,4 x224 = 89,6 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2= 90 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax» = = 3,993 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin=
где Km= 3.4 x103- для прямозубых передач; [s]F- наименьшее из значений [s]F1и [s]F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF= KFvxKFbxKFa
Здесь коэффициент KFv= 1,032 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KFb= 0.18 + 0.82 xKHbo= 0.18 + 0.82 x1,18 = 1,148
KFa= KHao= 1,24 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF= 1,032 x1,148 x1,24 = 1,469
mmin= = 1,754 мм.
Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 0o.
Суммарное число зубьев:
ZS= = = 224
После этого определяется действительное значение угла boнаклона зубьев:
b = = = 0o
Число зубьев шестерни:
z1= ³ z1min= 17 (для прямозубой передачи).
z1= = 33,939
Принимаем z1= 34
Коэффициент смещения x1= 0 при z1³ 17.
Для колеса внешнего зацепления x2= -x1= 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2= ZS- z1= 224 - 34 = 190
Фактическое передаточное число:
Uф= = = 5,588
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,2%, что не более, чем допустимые 3% для одноступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 xm x(z2+ z1) = 0.5 x2 x(190 + 34) = 224 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
|
|
|
y = = = 0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1= = = 68 мм.
d2= 2 xaw- d1= 2 x224 - 68 = 380 мм.
диаметры daи dfокружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1= d1+ 2 x(1 + x1- y) xm = 68 + 2 x(1 + 0 - 0) x2 = 72 мм.
df1= d1- 2 x(1.25 - x1) xm = 68 - 2 x(1.25 - 0) x2 = 63 мм.
da2= d2+ 2 x(1 + x2- y) xm = 380 + 2 x(1 + 0 - 0) x2 = 384 мм.
df2= d2- 2 x(1.25 - x2) xm = 380 - 2 x(1.25 - 0) x2 = 375 мм.
|
|
|
