Проектирование привода общего назначения

     где F₀ – натяжение ветви одного ремня, Н;

F_t – окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней, Н:

F_t = Р₀ 10³/υ                                                                                              (32)

F_t = 2,91*10³/13,47 = 216,04Н

А = 81 мм² – площадь поперечного сечения ремня из таб. 7

     Таблица 7

Тип ремня	0	А	Б	В	Г	Д
А, мм2	47	81	138	230	476	692

 

Получаем σ₁ = (201,64/81) + (216,04/2*81*1,46) = 3,40 Н/мм²

[σ]_р = 10 Н/мм² – допускаемое напряжение ремня.

 σ_max = 3,40+4+0,24 = 8,74 Н/мм²

       Расчет долговечности ремня.

     Определяем частоту пробегов ремня

U = υ / L                                                                                                       (33)

U = υ / L = 13,47* 1000/4000 = 3,4 с^-1

     Соотношение U ≤ [U] условно выражает долговечность ремня, и его соблюдение гарантирует срок службы 1000 5000 часов.

[U] = 30 с^-1 – допускаемая частота пробега.

     Определение мощности передаваемой одним ремнем.

Р_р = (Р₀ С С_L + ∆Р_u) / C_р  ,                                                                      (34)

     где ∆Р_u поправка мощности, кВт:

∆Р_u = 0,0001 ∆Т_u n₂  ,                                                                              (35)

     где ∆Т_u = 1,20 Н м – поправка к крутящему моменту на быстроходном валу из таб. 8.

     Таблица 8

Тип ремня	Сечение ремня	∆Тu (Н м) при передаточном числе U
		1,21 –  1,30	1,31 – 1,40	1,41 – 1,60	1,61 – 2,39	2,4 и больше
Клиновый  нормального сечения	0 А Б В Г	0,30 0,80 2,10 5,80 21,0	0,35 0,90 2,30 6,60 23,0	0,38 1,00 2,60 7,30 26,0	0,40 1,10 2,90 8,00 28,4	0,50 1,20 3,10 9,00 31,0

Получаем ∆Р_u = 0,0001*1,20*358 = 0,04 кВт

  Р_р = (2,91*0,86*1+0,04) / 1 = 2,54кВт

     4.Расчет  цилиндрической зубчатой передачи.

     4.1. Выбор материала шестерни  и колеса.

     Таблица 9

Передаваемая  мощность, кВт	Твердость
	Шестерни  НВ1	Колеса НВ2
До 4	310	280

     4.2Определение  основных параметров передачи

     4.2.1 Определение окружной скорости.

ν=0,1*(Р₁*n₁*n₂)^1/4   ,                                                                  (36)

     где Р₁ -мощность на ведущем вале,

n₁, n₂ частота вращений на ведущем и ведомом валах соответственно

     ν=0,1(3,88*1430*358)^1/4=3,75м/с                                                            

     4.2.2 Определение межосевого расстояния.

а_Ẃ=(U+1)*[(270/([σН]*U))²*Т₂*К_Нβ*К_Нν/ф_а]                          (37)

     где а_Ẃ - межосевое расстояние, U – передаточное отношение, К_Нβ – коэффициент концентрации нагрузки, К_Нβ=1,1; К_Нν – коэффициент динамичности принимаем как К_Нν=1; ф_а- коэффициент ширины, ф_а=0,45 Т₂ – крутящий момент на валу колеса, Н*мм:

Т₂=Т₁*U                                                                                       (38)

     где Т₁ – крутящий момент на валу шестерни,

Т₁=10 ⁶*Р₁/ω₁                                                                        (39)

[σН] = [σΗ]₂=(2*НВ₂+70)/Ѕ_Н                                                           (40)

     где Ѕ_Н – коэффициент безопасности, равный 1,1;

Т₁=30*10⁶*3,88/3,14*1430=25923 Н*мм

Т₂=25923*4=103692 Н*мм

[σН]=(2*280+70)/1,1=572,72 Н*мм²

а_Ẃ=(4+1)*[(270/572,72*4)²*103692*1,1*1/0,45]^1/3=76,07 мм

     Полученное  значение межосевого расстояния округляем до 100 мм, по ГОСТ 2144.

     4.2.3 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Z_Σ= 2*а_Ẃ*cosβ/m_n                                                                                (41)

     где β- угол наклона зубьев β=10º, m_n – нормальный  модуль m_n=1,75;

Z_Σ=2*100*cos10º/1,45=112

Z₁= Z_Σ/(U+1)                                                                                           (42)

     где Z₁ – число зубьев шестерни,

Z₁=112/(4+1)=22

Z₂= Z_Σ-Z₁                                                                                                  (43)

     где Z₂ – число зубьев колеса,

Z₂ =112-22=90

U_ф= Z₂/Z₁                                                                                               (44)

     где U_ф – передаточное отношение,

U_ф=90/22=4,09

ΔU=|(U-U_ф)/U|*100%=(4-4,09)/4*100%=2,25%

     4.2.4Определение геометрических размеров передачи.

- делительные  диаметры 

d₁=m_n*Z₁/cosβ                                                                                    (45)

d₁=1,75*22/cos10º=39мм

d₂=m_n*Z₂/cosβ                                                                                    (46)

d₂=1,75*90/cos10º=161мм

- фактическое  межосевое расстояние

а_Ẃ=(d₁+d₂)/2=100мм

- действительное  значение угла наклона зубьев

β=arccos(Z_Σ*m_n/2* а_Ẃ )                                                                      (47)

β= arccos(112*1,75/2*100)=11,5º

- диаметр вершин  зубьев

d_a2=d₂+2*m_n                                                                                     (48)

d_a2=161+2*1,75=164,5мм

d_a1=d₁+2*m_n                                                                                (49)

d_a1=39+2*1,75=42,5

- диаметр впадин  зубьев

d_f1=d₁-2,5*m_n                                                                                     (50)

d_f1=39-2,5*1,75 = 34,6мм

d_f2=d₂-2,5*m_n                                                                                (51)

d_f2=161-2,5*1,75=156,6мм

- ширина колеса

b₂=ф_a* а_Ẃ  =0,45*100=45мм                                                                                         (52)

-ширина шестерни 

b₁=b₂ +5=45+5=50 мм                                                              (53)      

     4.3Проверочный  расчет передачи на контактную  прочность.

σ_Η=270*[Т₂*(U+1)³* К_Нβ*К_Нν/b₂*U²]^1/2/ а_Ẃ                                           (54)

     где σ_Η- фактическое контактное напряжение

σ_Η=270*[103692*(4+1)³*1,05*1/45*4²]^1/2/100=371 Н/мм²

     4.4 Проверочный расчет передачи  на изгиб.

  σ_F1  =2 ·T₁ ·Y_F1·Y_β·К_Fβ ·К_Fυ / d₁*b₂*m_n                                                   (55)

   σ_F2 =2 ·T₁ ·Y_F2·Y_β·К_Fβ ·К_Fυ / d₁*b₂*m_n                                                    (56)

     где σ_F1, σ_F2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса;

Y_F1, Y_F2 – коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса, Y_F1=3,70,

Y_F2=3,60

Y_β – коэффициент наклона зуба,

Y_β= 1-β/140=1-10,14/140=0,93                                                              (57)

К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки К_Fβ=1,08

К_Fυ – коэффициент динамичности К_Fυ=1,3

σ_F1  =2*25923*3,90*0,92*1,13*1,3/39*45*1,75=88,98 Н/мм²

σ_F2 = 2*25923*3,60*0,92*1,13*1,3/39*45*1,75=82,13 Н/мм²

[σ_F]₁=1,8*НВ₁/S_F                                                                           (58)

[σ_F]₂=1,8*НВ₂/S_F                                                                           (59)

     где [σ_F]₁, [σ_F]₂ – допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса, S_F – коэффициент безопасности, S_F= 1,7

[σ_F]₁=558/1,7=328,24 Н/мм²

[σ_F]₂=486/1,7=285,88 Н/мм²

     4.5 Определение усилий в зацеплении.

- окружная сила

F_t=2*Т₁/ d₁                                                                                             (60)

F_t=2*25923/39=1329, 38 Н

- радиальная сила

F_r= F_t*tgα                                                                                       (61)

     где α =20˚, угол зацепления

F_r=1329,38*tg20˚=478,58 Н

- осевая сила

F_а=F_t*tgβ                                                                                           (62)

     где β=11,5˚

F_а=1329,38*tg11,5˚=265,41 Н

     4.6 Конструирование зубчатых колес.

d_отв1 = (150..170)*(Р₁/n₁)^1/3                                                              (63)

d_отв2 = (150..170)*(Р₂/n₂)^1/3                                                                (64)