123828 (Проектирование горизонтального цилиндрического редуктора), страница 2

1. Определяем количество клиновых ремней:

,

где – номинальная мощность двигателя;

– допускаемая мощность, передаваемая ремнями.

Принимаем число ремней .

1. Вычисляем силу предварительного натяжения одного клинового ремня:

1. Находим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней:

1. Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня:

,

.

1. Находим силу давления ремней на вал комплекса клиновых ремней:

.

3.2 Проверочный расчет клиноременной передачи

1. Проверим прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви :

а) Находим напряжение растяжения в клиновом ремне:

,

где – площадь сечения ремня.

б) Находим напряжения изгиба в клиновом ремне:

,

где – модуль продольной упругости при изгибе для

прорезиненных ремней,

– высота сечения клинового ремня,

– диаметр ведущего шкива.

в) Находим напряжения от центробежных сил:

,

где – плотность материала клинового ремня.

Определяем максимальные растягивающие напряжения в сечении ремня:

,

где – допускаемое напряжения растяжения для клиновых ремней.

Таким образом, условие прочности выполнено.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Клиновой	Частота пробегов ремня	3,55
Сечение ремня	А	Диаметр ведущего шкива , мм	100
Количество ремней	4	Диаметр ведомого шкива , мм	355
Межосевое расстояние , мм	317	Максимальное напряжение	8,696
Длина ремня	1400	Предварительное натяжение	130,52
Угол обхвата малого шкива	134	Сила давления ремня	961,15

3.3 Конструирование ведомого шкива открытой передачи

В проектируемой ременной передаче при окружной скорости шкив выполняют литым из чугуна СЧ15.

Необходимые для нахождения параметров шкива данные (для клинового ремня нормального сечения А – А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», табл. К40):

.

Расчетный диаметр шкива , число клиновых ремней .

Размеры шкива:

диаметр обода ;

ширина обода ;

толщина обода , округлив по ряду Ra40, получим ;

толщина диска ;

внутренний диаметр ступицы, равный диаметру 1-й ступени быстроходного вала, ;

наружный диаметр ступицы , округлив по ряду Ra40, получим ;

длина ступицы , округлив по ряду Ra40, получим .

Так как , то ступицу шкива конструируем укороченной с одного торца обода.

4. Расчет передачи редуктора

4.1 Выбор материала закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес передачи.

Материал зубчатой передачи и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя . Материал выбирается одинаковый для шестерни и колеса, но для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердости колеса. При этом следует ориентироваться на дешевые марки стали.

Так как рассчитывается закрытая зубчатая передача с непрямыми зубьями со средней мощностью , то, учитывая выше изложенные условия, выбираю для колеса и шестерни сталь 40Х. Термообработка колеса и шестерни – улучшение.

Интервал твердости зубьев:

шестерни : 269…302 НВ

колеса : 235…262 НВ.

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни:

НВ,

где - крайнее левое и правое значение из интервала твердостей зубьев шестерни.

Находим среднюю твердость зубьев колеса:

НВ,

где - крайнее левое и правое значение из интервала твердостей зубьев колеса.

При этом надо соблюсти необходимую разность средних твердостей зубьев, т.е. должно выполнятся условие . При значениях , разность , следовательно, условие выполняется.

Определяем механические характеристики стали шестерни:

, , .

Определяем механические характеристики стали колеса:

, , .

Предельные значения размеров заготовки:

диаметр шестерни ,

толщина обода или диска колеса .

1. Определение допускаемых контактных напряжений.

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни :

,

где – число циклов перемены напряжений, полученное интерполированием по средней твердости шестерни (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», таблица 3.3., стр. 55),

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Здесь – угловая скорость быстроходного вала,

– срок службы,

где лет – срок службы привода,

– коэффициент годового использования,

– коэффициент суточного использования).

лет,

циклов.

Так как , то принимаем .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев колеса :

где – число циклов перемены напряжений, полученное интерполированием по средней твердости колеса (А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», таблица 3.3., стр. 55),

.

Здесь - угловая скорость тихоходного вала.

.

Так как , то принимаем .

Находим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса , соответствующие пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений и :

,

.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса :

,

.

Выбираем окончательное допускаемое контактное напряжение , как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.

При этом выполняется условие .

1. Определение допускаемых напряжений изгиба.

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни :

,

где – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, циклов.

Так как , то принимаем.

Определяем коэффициент долговечности для зубьев колеса :

.

Так как , то принимаем .

Находим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса , соответствующие пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений :

,

.

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса :

,

.

Для расчета модуля зацепления используют допускаемое напряжение , как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.

4.2 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние :

,

где (для косозубых передач) – вспомогательный коэффициент,

(для шестерни в нестандартных цилиндрических редукторах) – коэффициент ширины венца колеса, для расчета принимаем ,

– передаточное число редуктора,

- вращающий момент на тихоходном валу,

- допускаемое контактное напряжение,

(для прирабатывающихся зубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Округлив до стандартного значения, получаем .

1. Определяем модуль зацепления :

,

где (для косозубых передач) – вспомогательный коэффициент,

- делительный диаметр колеса,

– ширина венца колеса,

– допускаемое напряжение изгиба материала колеса,

– вращающий момент на тихоходном валу.

.

Округлив значение модуля зацепления в большую сторону до стандартного значения, в целях обеспечения угла наклона зубьев принимаем .

Тогда угол наклона зубьев для косозубой передачи будет равен:

.

1. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

.

Округлив в меньшую сторону до целого числа, получаем значение суммарного числа зубьев .

1. Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

.

1. Определяем число зубьев шестерни:

.

Округлив до ближайшего целого числа, получаем значение числа зубьев шестерни . Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется , при найденном значении это условие выполняется.

1. Определяем число зубьев колеса:

.

1. Находим фактическое передаточное число:

.

Проверяем фактического передаточного числа от заданного :

.

Норма передаточного числа выполняется.

1. Определяем фактическое межосевое расстояние:

1. Находим фактические основные геометрические параметры шестерни:

– делительный диаметр,