, (2.23)
где m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21);
aw – межосевое расстояние, мм; определено по формуле (2.18);
ZΣ – суммарное число зубьев; определено по (2.22).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.23) получено:
Число зубьев шестерни Z1, определятся по формуле (2.24):
, (2.24)
где ZΣ – суммарное число зубьев; определено по (2.22);
– передаточное число зубчатой передачи; = 2,5; определено по исходным данным.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.24) получено:
.
Число зубьев колеса Z2, определяется по формуле (2.25):
, (2.25)
где ZΣ – суммарное число зубьев; определено по (2.22);
Z1 – число зубьев шестерни, определено по формуле (2.24).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.25) получено:
.
Фактическое передаточное число Uф,определяется по формуле (2.26):
, (2.26)
где 
– число зубьев колеса; = 64; определено по формуле (2.25);
– число зубьев шестерни; 
=25; определено по формуле (2.24).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.26) получено:
.
Отклонение от заданного передаточного числа, ΔU, определятся
по формуле (2.27):
, (2.27)
– передаточное число зубчатой передачи; =2,5; определено по исходным данным;
Uф – фактическое передаточное число; Uф = 2,46.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.27) получено.
.
Делительный диаметр шестерни 
, определяется по формуле (2.28):
, (2.28)
где – число зубьев шестерни; =26; определено по формуле (2.24).
m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.28) получено:
мм.
Делительный диаметр колеса 
, мм определяется по формуле (2.29):
, (2.29)
где aw – межосевое расстояние, мм; aw = 100 мм; определено по
формуле (2.18);
– делительный диаметр шестерни, 
мм; определен
по формуле (2.28).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.29) получено:
мм.
Диаметр окружности вершин шестерни 
, мм определяется по
формуле (2.30):
, (2.30)
где – делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.28);
m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.30) получено:
мм
Диаметр впадин шестерни 
, мм; определяется по формуле (2.31):
, (2.31)
где 
– делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.28);
m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.31) получено:
мм.
Диаметр вершин колеса 
, мм определяется по формуле (2.32):
, (2.32)
где – делительный диаметр колеса, 
мм; определен по
формуле (2.19);
m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.32) получено:
мм.
Диаметр впадин колеса 
, мм определяется по формуле (2.33):
, (2.33)
где – делительный диаметр колеса, мм; определен по
формуле (2.19);
m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.33) получено:
мм.
Определяются силы в зацеплении.
Окружная сила колеса 
, Н определяется по формуле (2.34):
, (2.34)
где M2 – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм;
M2 = 220 Нм;
– делительный диаметр колеса, мм; определен по
формуле (2.19).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.34) получено:
Н.
Радиальная сила на колесе Fr, Н определяется по формуле (2.35):
, (2.35)
где Ft – окружная сила, Н; = 3098,5 Н; определена по формуле (2.34);
– стандартная величина; tga = tg25˚ =0,364; определено
по ([1], с. 15);
Cosβ – угол делительного конуса шестерни; Cosβ = 0,9.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.35) получено:
Н.
Осевая сила 
, Н определяется по формуле (2.36):
, (2.36)
где Ft – окружная сила, Н; = 3098,5 Н; определена по формуле (2.34);
– стандартная величина; tgβ = tg20˚ =0,48; определена по ([1], с. 15);
Подстановкой указанных значений в формулу (2.36) получено:
Н.
Производится проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.
Расчётное напряжение изгиба 
для колеса, мПа определяется по
формуле (2.37):
, (2.37)
где 
– коэффициент концентрации нагрузки между зубьями; 
; определен по ([1], с. 15);
– коэффициент концентрации нагрузки; 
; определен
по ([1], с. 16);
– коэффициент динамической нагрузки; =1,2; определен
по ([1], с. 16);
YB, – коэффициент учитывающий наклон зуба, при стандартном наклоне зубьев в шевронной передаче B=25˚, 
; определен по ([1], с.19);
YF2 – коэффициенты форм зубьев шестерни и колеса; YF2=3,62; определен по ([1], с.16, таблица 2.6);
Ft – окружная сила, Н; = 3098,5 Н; определена по формуле (2.34);
– ширина колеса,мм; 
мм; определена по формуле (2.20);
m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.21).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.37) получено:
мПа.
Расчетные напряжения могут отклоняться от допускаемых в пределах σF=(0,8…1,1)[σF].
Полученное значение меньше, чем допускаемое [σF2]=242×106 Па.
Расчётное напряжение изгиба для шестерни σF1, мПа определяется по формуле (2.38):
, (2.38)
где σF2, – расчётное напряжение изгиба для колеса, мПа; определено
по формуле (2.37);
YF1, YF2 – коэффициенты; YF1=3,88,; YF2=3,62; определены
по ([1], с.23, таблица 2.9);
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.38) получено:
мПа.
Полученное значение меньше, чем допускаемое [σF1]=298×106 Па.
Производится проверка зубьев колёс по контактным напряжениям.
Контактное напряжение σH, мПа определяется по формуле (2.39):
, (2.39)
где 
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; 
,1; определен по ([1], с. 16);
– коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, = 1,04; определен по ([1], с.16);
Ft – окружная сила, Н; = 3098,5 Н; определена по формуле (2.34);
– передаточное число зубчатой передачи; =2,5; определено по исходным данным;
– делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.28);
– ширина колеса,мм; мм; определена по формуле (2.20).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.39) получено:
МПа.
Расчетное напряжение превышает допускаемое, что больше, чем
[sН] = 491 м Па, но sН=(0,8…1,1) [sН], sН=392,8…540,1.
Значение sН=517,06 мПа, входит в допускаемые пределы.
2.3 Расчет открытой передачи
Для данного расчета необходимы следующие исходные данные:
- количество оборотов на ведущем валу, n1, n1=1455 об/мин;
- количество оборотов на ведомом валу, n2, n2=603,73 об/мин;
- вращающий момент на ведущем валу, M1, М1 = 41,3 Н×м;
- вращающий момент на ведомом валу, M2, М2 = 93,5 Н×м;
- угловая скорость на ведущем валу, ω1, ω1=152,29 рад/с;
- угловая скорость на ведомом валу, ω2, ω2=63,19 рад/с;
- мощность на ведущем валу, Р1, Р1= 6,29 Вт;
- мощность на ведомом валу, Р2, Р2= 5,91 Вт.
Диаметр меньшего шкива d1, мм; определяется по формуле (2.40):
, (2.40)
где M1 – вращающий момент на ведущем валу, Н×м; М1 = 41,3×103 Н×м.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.40) получено:
мм.
Принимается диаметр d1 = 140 мм, определено по ([2], с. 132).
Диаметр d2, мм; большего шкива определяется по формуле (2.41):
(2.41)
где – передаточное число зубчатой передачи; =2,5; определено по исходным данным;
– делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.28);
e – коэффициент скольжения ремня; e = 0,015; определен по ([2], с. 120)
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.41) получено:
мм.
Принимается d2 = 340 мм.
Передаточное число 
, рассчитывается по формуле (2.42):
, (2.42)
где d2 – диаметр большего шкива, мм; определен по формуле (2.41);
– делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.28);
e – коэффициент скольжения ремня; e = 0,015; определен по ([2], с. 120).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.42) получено:
.
При этом угловая скорость ведомого вала 
, рад/с рассчитывается по формуле (2.43):
, (2.43)
где ωдв – угловая скорость на ведущем валу, рад/с; ωдв=152,29 рад/с; определена по исходным данным;
– передаточное число, 
определено по формуле (2.42).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.43) получено:
рад/с.
Рассчитывается расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчёту 
, рассчитывается по формуле (2.44):
, (2.44)
где ω2 – угловая скорость на ведомом валу, рад/с; ω2=63,19 рад/с; определена по исходным данным;
ωв – угловая скорость на ведущем валу, рад/с; ωв=62 рад/с; определена по формуле (2.44).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.44) получено:
.
Полученное значение находится что в пределах 
.
Принимаются диаметры шкивов d1 = 140 мм и d2 = 340 мм.
Межосевое расстояние принимается в интервале, описываемом системой уравнений (2.45):
, (2.45)
где – Т0 – высота сечения ремня, мм; Т0 = 10,5 мм; определена по([2] с 131);
d2 – диаметр большего шкива, мм; определен по формуле (2.41);
– диаметр меньшего шкива, мм; 
мм; определен по
формуле (2.40).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.45) получено:
мм.
Принимается a = 400 мм.
Расчётная длина ремня 
, мм определяется по формуле (2.46):
, (2.46)
где 
– межосевое расстояние, мм; 
=400 мм; определена по формуле (2.45);
d2 – диаметр большего шкива, мм; определен по формуле (2.41);
– диаметр меньшего шкива, мм; мм; определен по
формуле (2.40).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.46) получено:
мм.
Подбирается ближайшее значение по стандартному ряду = 1600 мм; определено по ([2], с. 131).
Уточнение межосевого расстояния 
, с учётом стандартной длины
ремня, , определяется по формуле (2.47):
, (2.47)
где L – длина ремня, L= 1600 мм, определена по формуле (2.46);
w – средняя длина ремня, мм; определена по формуле (2.48),
y – коэффициент; определен по формуле (2.49).
Средняя длина ремня w, мм определяется по формуле (2.48):
, (2.48)
где – диаметр меньшего шкива, мм; мм; определен по
формуле (2.40);
d2 – диаметр большего шкива, мм; 
; определен по
формуле (2.41).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.48) получено:
мм.
Коэффициент y, определяется по формуле (2.49):
(2.49)
где – диаметр меньшего шкива, мм; мм; определен по
формуле (2.40);
d2 – диаметр большего шкива, мм; ; определен по
формуле (2.41).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.49) получено:
.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.47) получено:
мм.
Угол обхвата меньшего шкива а1, определяется по формуле (2.50):
. (2.50)
где – диаметр меньшего шкива, мм; мм; определен по
формуле (2.40);
d2 – диаметр большего шкива, мм; ; определен по
формуле (2.41);
– межосевое расстояние, мм; =415,6 мм; определено по
формуле (2.47).
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.50) получено:
Число ремней в передаче 
, определяется по формуле (2.51):
, (2.51)
где Р – мощность двигателя, кВт; 
кВт; определена по исходным данным;
Ср – коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи; 
; определен по ([2], с. 136);
Р0 – мощность передаваемая одним клиновым ремнём, кВт; Р0 = 3,21 кВт; определена по([2], с. 132);
CL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; мм, CL = 0,92; определен по([2], с. 135);
Ca – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, Ca = 0,95; определен по ([2], с. 136);
Cz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче; предполагается, что число ремней в передаче от 2 до 3, Cz = 0,95; определен по ([2], с. 136);.
Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.51) получено:
.
Принимается Z=3, определено по ([2], с.138).
Натяжение ветви клинового ремня F0, Н определяется по формуле (2.52):
, (2.52)
где Р – мощность двигателя, кВт; кВт; определена по исходным данным;
– коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи; ; определен по ([2], с. 136),
CL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; мм, CL = 0,92; определен по ([2], с. 135);
Z – число ремней в передаче, Z=3; определено по формуле (2.51);
v – скорость, м/с; определена по формуле (2.53);
Дата добавления: 2015-08-29; просмотров: 44 | Нарушение авторских прав
| <== предыдущая лекция | | | следующая лекция ==> |