Перечень условных обозначений, символов и терминов. 3 2 страница

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.31) получено:

.

Фактическое передаточное число U_ф,определяется по формуле (2.32):

, (2.32)

где – число зубьев колеса; = 115; определено по формуле (2.31);

– число зубьев шестерни; =29; определено по формуле (2.30).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.32) получено:

.

Отклонение от заданного передаточного числа, Δu, определятся
по формуле (2.33):

, (2.33)

– передаточное число зубчатой передачи; =4; определено из исходных данных;

u_ф – фактическое передаточное число; u_ф = 3,96.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.33) получено:

%.

Делительный диаметр шестерни , определяется по формуле (2.34):

, (2.34)

где – число зубьев шестерни; =29; определено по формуле (2.30).

m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.34) получено:

мм.

Диаметр окружности вершин шестерни , мм определяется по
формуле (2.35):

, (2.35)

где – делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.34);

m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.35) получено:

мм.

Диаметр впадин шестерни , мм; определяется по формуле (2.36):

, (2.36)

где – делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.34);

m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.36) получено:

мм.

Делительный диаметр колеса , мм определяется по формуле (2.37):

, (2.37)

где a_w – межосевое расстояние, мм; a_w = 160 мм; определено по
формуле (2.24);

– делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.34).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.37) получено:

мм.

Диаметр вершин колеса , мм определяется по формуле (2.38):

, (2.38)

где – делительный диаметр колеса, мм; определен по
формуле (2.37);

m –модуль передачи, мм; m = 2 мм; определен по формуле (2.27).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.38) получено:

мм.

Диаметр впадин колеса , мм определяется по формуле (2.39):

, (2.39)

где – делительный диаметр колеса, мм; определен по
формуле (2.37);

m –модуль передачи, мм; m = 2 мм; определен по формуле (2.27).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.39) получено:

мм.

Производится расчет сил в зацеплении.

Окружная сила на , Н определяется по формуле (2.40):

, (2.40)

где – вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм;
Нм; определен по исходным данным;

– делительный диаметр колеса, мм; определен по
формуле (2.37).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.40) получено:

Н.

Радиальная сила на колесе F_r, Н определяется по формуле (2.41):

, (2.41)

где F_t – окружная сила, Н; = 5071,8 Н; определена по формуле (2.40);

– стандартная величина; tga = tg25˚ =0,364; определена
по ([1], с. 15);

Cosβ – угол делительного конуса шестерни; Cosβ = 0,9003; определен
по ([1], с. 15);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.41) получено:

Н.

Осевая сила , Н определяется по формуле (2.42):

, (2.42)

где F_t – окружная сила, Н; = 5071,8 Н; определена по формуле (2.40);

– стандартная величина; tgβ = tg25˚ =0,4834; определена
по ([1], с. 15);

Подстановкой указанных значений в формулу (2.42) получено:

Н

Проводится проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

Расчётное напряжение изгиба для колеса, мПа определяется по
формуле (2.43):

, (2.43)

где – коэффициент концентрации нагрузки; ; определен
по ([1], с. 16);

– коэффициент динамической нагрузки; =1,2; определен
по ([1], с. 16);

Y_B, – коэффициент учитывающий наклон зуба, при стандартном наклоне зубьев в шевронной передаче B=25˚, ; определен
по ([1], с.19);

Y_F2 – коэффициенты форм зубьев шестерни и колеса; Y_F2=3,61; определен по ([1], с.16, таблица 2.6);

F_t – окружная сила, Н; = 5071,8 Н; определена по формуле (2.40);

– ширина колеса,мм; мм; определена по формуле (2.25);

m –модуль передачи, мм; m = 2 мм определен по формуле (2.27);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.43) получено:

мПа.

Расчётное напряжение изгиба для шестерни σ_F1, мПа определяется по формуле (2.44):

, (2.44)

где σ_F2, – расчётное напряжение изгиба для колеса, мПа; определено
по формуле (2.43);

Y_F1, Y_F2 – коэффициенты; Y_F1=3,8_,; Y_F2=3,61; определены
по ([1], с.23, таблица 2.9);

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.44) получено:

мПа.

Контактное напряжение σ_H, мПа определяется по формуле (2.45):

, (2.45)

где – коэффициент распределения нагрузки между зубьями; ; определен по ([3], с. 45);

– коэффициент концентрации нагрузки, = 1,07; определен
по ([3], с.46);

F_t – окружная сила, Н; = 5071,8 Н; определена по формуле (2.40);

– передаточное число зубчатой передачи; =3,96; определено из исходных данных;

– делительный диаметр шестерни, мм; определен
по формуле (2.34).

– ширина колеса,мм; мм; определена по формуле (2.25).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.45) получено:

МПа.

Расчетное напряжение не превышает допускаемого.

2.3 Расчёт открытой передачи

Для данного расчета необходимы следующие исходные данные:

- количество оборотов на ведущем валу, n₁, n₁=1445 об/мин;

- количество оборотов на ведомом валу, n₂, n₂=365,8 об/мин;

- вращающий момент на ведущем валу, M₁, М₁ = 45,6 Н×м;

- вращающий момент на ведомом валу, M₂, М₂ = 169,5 Н×м;

- угловая скорость на ведущем валу, ω₁, ω₁=151,3 рад/с;

- угловая скорость на ведомом валу, ω₂, ω₂=38,3 рад/с;

- мощность на ведущем валу, Р₁, Р₁= 6900 Вт;

- мощность на ведомом валу, Р₂, Р₂= 6489,5 Вт.

Диаметр меньшего шкива d₁, мм определяется по формуле (2.46):

, (2.46)

где M₁ – вращающий момент на ведущем валу ремённой передачи, Н×м;
М₁ = 45,6 Н×м;

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.46) получено:

мм.

Диаметр меньшего шкива d₁, принимается равным d₁=125 мм, согласно выбору, по таблице 7.8 ([2], c. 132).

Диаметр большего шкива d₂,мм определяется по формуле (2.47):

, (2.47)

где u – передаточное число ремённой передачи, u_.=3,95;

d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=140 мм; определен
по формуле (2.46);

– коэффициент скольжения ремня, .

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.47) получено:

мм.

Полученное значение округляется по ГОСТ 73383-73 в большую сторону до стандартного =500 мм.

Уточнённое передаточное отношение u_р., определяется по
формуле (2.48):

, (2.48)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=140 мм; определен
по формуле (2.46);

d₂ – диаметр большего шкива,мм; d₂=500 мм; определен
по формуле (2.47);

– коэффициент скольжения ремня, .

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.48) получено:

.

Угловая скорость вала ω_В, рад/с определяется по формуле (2.49):

, (2.49)

где – угловая скорость электродвигателя, рад/с; ω_дв =151,3 рад/с;

u_р. – передаточное отношение, u_р. = 4,04; определено по формуле (2.48).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.49) получено:

рад/с.

Расхождение с первоначальным расчетом составляет:

.

Окончательно принимаются диаметры шкивов d₁=125 и d₂=500.

Межосевое расстояние , мм; выбирается между значениями и ближе к из стандартного ряда, a_p=500 мм; определено по ([2], с. 131).

Минимальное межосевое расстояние, а_min, мм определяется по
формуле (2.50):

, (2.50)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=125 мм; определен
по формуле (2.46);

d₂ – диаметр большего шкива,мм; d₂=500 мм; определен
по формуле (2.47);

– высота сечения ремня, мм; =10,5 мм; определена по ([2], с. 131).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.50) получено:

мм

Максимальное межосевое расстояние, а_max, мм определяется по
формуле (2.51):

, (2.51)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=125 мм; определен
по формуле (2.46);

d₂ – диаметр большего шкива,мм; d₂=500 мм; определен
по формуле (2.47).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.51) получено:

мм.

Принимается предварительно близкое значение =500 мм.

Расчётная длина ремня , мм определяется по формуле (2.52):

, (2.52)

где – межосевое расстояние, мм; =700 мм;

d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=125 мм; определен
по формуле (2.46);

d₂ – диаметр большего шкива,мм; d₂=500 мм; определен
по формуле (2.47).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.52) получено:

мм.

Подбирается ближайшее значение по стандартному ряду = 2240 мм; определено по ([2], с. 131).

Средняя длина ремня w, мм определяется по формуле (2.53):

(2.53)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=125 мм; определен
по формуле (2.46);

d₂ – диаметр большего шкива,мм; d₂=500 мм; определен
по формуле (2.47)

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.53) получено:

мм.

Уточнение межосевого расстояния , с учётом стандартной длины
ремня, , определяется по формуле (2.54):

, (2.54)

где L – длина ремня, L= 2240 мм, определен по формуле (2.52);

w – средняя длина ремня, мм; определяется по формуле (2.53),

y – коэффициент; определен по формуле (2.55).

Коэффициент y, определяется по формуле (2.55):

(2.55)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=125 мм; определен
по формуле (2.46);

d₂ – диаметр большего шкива,мм; d₂=500 мм; определен
по формуле (2.47).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.55) получено:

.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.54) получено:

мм.

Угол обхвата меньшего шкива а₁, определяется по формуле (2.56):

, (2.56)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=125 мм; определен
по формуле (2.46);

d₂ – диаметр большего шкива,мм; d₂=500 мм; определен
по формуле (2.47).

а_р – межосевое расстояние, мм; а_р = 500 мм.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.55) получено:

.

Число ремней в передаче , определяется по формуле (2.57):

, (2.57)

где Р – мощность двигателя,, кВт

С_р – 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);

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; мм, C_L = 1; определен по ([2], с. 135);

C_a – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, C_a = 0,89; определен по ([2], с. 136);

C_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче; C_z = 0,95; определен по ([2], с. 136);.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.57) получено:

Принимается Z=3.

Натяжение ветви клинового ремня F₀, Н определяется по формуле (2.58):

, (2.58)

где P – мощность барабана транспортера, кВт; Р=6,9 кВт;

– коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи; ; определен по ([2], с. 136),

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня; мм, C_L = 1; определен по ([2], с. 135);

Z – число ремней в передаче, Z=3; определено по формуле (2.57);

V – скорость, м/с; определена по формуле (2.59);

C_a – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, C_a = 0,89;

θ – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения Б; ; θ = 0,18 ; определен по ([2], с. 331).

Скорость v, м/с определяется по формуле (2.59):

, (2.59)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, мм; d₁=125 мм; определен
по формуле (2.46);

ω₁ – скорость вращения вала электродвигателя, ω₁=151,3 рад/с.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.59) получено:

м/с.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.58) получено:

Н.

Давление на валы F_B, Н определяется по формуле (2.60):

, (2.60)

где F₀ – натяжение ветви клинового ремня, Н; F₀ = 258 Н; определено
по формуле (2.58);

Z – число ремней в передаче, Z=3; определено по формуле (2.57);

а₁ – угол обхвата ремнем меньшего шкива; а₁=144,375 ˚.

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.60) получено:

Н.

Ширина шкивов B_ш, мм определяется по формуле (2.61):

, (2.61)

где Z – число ремней в передаче, Z=3; определено по формуле (2.57);

е – глубина канавки, мм; е=9,5 мм; определена по([2], с. 138);

f – ширина канавки, мм; f = 10 мм; определена по ([2], с. 138).

Подстановкой указанных выше значений в формулу (2.61) получено:

мм.

2.4 Предварительный расчет валов редуктора и разработка их эскизов

Диаметр выходного конца ведущего вала d_B1, мм при допускаемом значении мПа, определено по ([2], с.136), определяется
по формуле (2.62):

, (2.62)

где M_K1 – вращающий момент на ведущем валу редуктора,
М_K1 = М₁ = 169,5 Н×м;

Дата добавления: 2015-09-29