|
Таблица 1. Основные параметры спроектированной ременной передачи привода
Вариант |
|
Параметр I
|
|
Тип ремня и число ремней Поликлиновой ремень сечения Л с числом клиньев z= 18
|
|
|
|
Передаваемая мощность Р, кВт 10,63
|
|
Частота, вращения шкивов, мин-1:
|
|
ведущего n1рем 1460
|
|
ведомого п2рем514
|
|
Угловая скорость шкивов, с-1:
|
|
ведущего ω1рем 152,8
|
|
ведомого ω2рем53,8
|
|
Передаточное отношение ирем 2,84
|
|
Диаметры шкивов, мм:
|
|
ведущего d] 112
|
|
ведомого d2 315
|
|
Ширина шкивов М, мм 85
|
|
Длина ремня Lр, мм 1250
|
|
Межосевое расстояние а, мм 271
|
|
Сила, действующая на валы Fr, Н 2161.38
|
По табл.16 принимаем значение коэффициента ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ψда = b/а = 0,4. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, при постоянной нагрузке принимаем: Кнβ = 1,05 — для I. При b/d1 = ψда 0,5 (u + 1) = = 0,4 · 0,5 (4,5 + 1) = 1,1 (в данном случае и = иред).
Предполагая, что диаметр шестерни d1 (= D) ≤ 125 мм для ее изготовления согласно табл.18 принимаем для I варианта сталь Ст45 (поковка), термическая обработка — улучшение. Назначаем твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни Н1 = 260 НВ. Для изготовления колеса любого диаметра и любой ширины принимаем сталь Ст45 (поковка), термическая обработка — нормализация.(Смотреть таб.№34)
Назначаем твердость Н2 - 210 НВ. Для длительно работающей передачи (т. е. в течение не менее 36 · 103 ч) принимаем коэффициент долговечности ZN=1.
По табл. 19 пределы контактной и изгибной выносливости зубьев: шестерни
σНlim1= 2H1 + 70 = 2 · 260 + 70 = 590 МПа,
σFlim1= 1.8H1= 1,8· 260 = 468 МПа;
колеса
σНlim2 =2H2 + 70 = 2 · 210 + 70 = 490 МПа,
σFlim2= 1,8H2 = 1,8 ·210 = 378 МПа;
Определяем допускаемые контактные напряжения, принимая SHmin = 1,1 для нормализованных и улучшенных зубчатых колес:
для материала шестерни
σНP1 = σНlim1 ZN / SHmin= 590·1/1,1 = 536.36 МПа;
для материала колеса
σНP2 = σНlim2 ZN / SHmin = 490·1/1,1 = 445.45 МПа.
Определяем допускаемое контактное напряжение для косозубой передачи:
σНP = 0,45 (σНP1 + σНP2) = 0,45 (536.36 + 445.45) =441.8 МПа,
σНP = 1,23 σНP2= 1,23 · 445.45 = 547.9 МПа.
В качестве расчетного принимаем σНP= 441.8 МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчете на прочность, принимая SFmin=1,75 для колес, изготовленных из поковок и штамповок, Yα= 1 при одностороннем приложении нагрузки и YN = l при длительно работающей передаче:
для материала шестерни
σFP1 = (σFlim1 /SFmin ) Yα YN = (468 / 1,75) · 1 · 1 = 267 МПа,
для материала колеса
σFP2 =(σFlim2 /SFmin ) Yα YN = (378 / 1,75) · 1 · 1 = 216 МПа.
(σНP = 441.8 МПа)
 =
По данным стандарта в табл. 20 принимаем
aw = 200 мм.
3.2.Определяем ширину венца зубчатого колеса:
b2= ψbaaw= 0,4 · 200 = 80 мм.
Назначаем ширину венца шестерни по табл. 21
b1 = 85 мм.
3.3. Определяем модуль из условия сопротивления изгибной усталости:
тn= К т Т2 103 (и + 1 ) / (и awb2σFP2) =
= 5,8 · 862,81 · 103 (4,5 + 1)/(4,5 · 200 · 80 · 216)= 1,76 мм.
По табл. 22, отдавая предпочтение I ряду, принимаем
тn = 2,0 мм.
3.4. Определяем числа и угол наклона зубьев, для чего предварительно
задаемся углом наклона зубьев 
Определяем суммарное число зубьев
z∑ = (2 aw / mn) cos β' = (2 · 200/2,0) · 0,9659 = 193,2.
По указанию принимаем z∑=193.
|
