Расчет механических передач

3.1. Расчет плоскоременной передачи

В зависимости от вида ремня различают передачи: плоскоременную, клиноременную, круглоременную, поликлиновым ремнём, зубчатым ремнём. Ременная передача рассматривается как понижающая угловую скорость приводного вала. В кинематической схеме привода она занимает место между электродвигателем и редуктором. Для ременных передач, эксплуатируемых в условиях нормальной температуры и влажности, в закрытых помещениях или на открытом воздухе, не загрязнённом парами нефтепродуктов, кислот, щелочей и прочих активных примесей выбирают резинотканевые ремни.

Выбираем прорезиненный ремень из ткани БКНЛ-65 с обкладками.

Чертеж сечения плоского ремня:

δ – толщина ремня

b – ширина ремня

Диаметр ведущего шкива определяется по формуле Саверина:

Полученный результат по ГОСТ 17383-78 округляем до ближайшего значения, т. е. . Вычислим диаметр ведомого шкива:

По ГОСТ 17383-78 принимаем .

Действительное передаточное число передачи:

где коэффициент упругого скольжения для плоских ремней.

Вычисляем межосевое расстояние а:

Расчетная длина ремня определяется по формуле:

Отсюда:

Добавим сшивку 155 мм, и тогда действительная длина ремня:

Таким образом, действительное межосевое расстояние :

где ; .

Принимаем .

Угол обхвата ведущего шкива находим по формуле 3.8 [1]:

т. е. выполняется условие, при котором угол обхвата ремнем ведущего шкива больше 150 .

Определим скорость ремня:

Проверяем сравнительную долговечность ремня из условия:

Поскольку , то условие сравнительной долговечности ремня выполняется.

Найдем толщину ремня по формуле:

Округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 3.1 [2]:

, число прокладок – 3.

Для обыкновенных плоских ремней при угле наклона передачи к горизонту от до 60 и при периодическом регулировании межосевого расстояния рекомендуется начальное натяжение в ремне выбрать .

Номинальное удельное окружное усилие:

Из таблицы 3.5 [2] принимаем , .

Отсюда:

Допускаемое удельное окружное усилие при заданных условиях работы:

где – коэффициент, зависящий от способа натяжения ремня и расположения передачи. Из таблицы 3.6 [2] принимаем .

– коэффициент, учитывающий угол обхвата ремнем ведущего шкива.

Из таблицы 3.7 [2] принимаем .

– скоростной коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. Из таблицы 3.8 [2] принимаем, что .

– коэффициент режима работы и динамической нагрузки. Принимаем режим работы с умеренными толчками и из таблицы 3.9 [2] следует, что .

Отсюда следует:

Определяем окружное усилие:

Исходя из удельного допускаемого окружного усилия, определяем ширину ремня:

Принимаем ширину ремня из ряда стандартных значений.

Проверочный расчет на прочность

Максимальное напряжение в ремне определяется по формуле:

– напряжение от рабочего натяжения:

– напряжение изгиба:

где – модуль упругости материала ремня при изгибе, для прорезиненных ремней .

– напряжение от центробежной силы:

где – плотность материала ремня, для прорезиненных ремней.

Следовательно, максимальное напряжение в ремне:

Условие прочности:

Для прорезиненных ремней . Следовательно, условие прочности выполняется.

Расчетная долговечность ремня определяется по формуле:

– базовое число циклов нагружений, при котором определен временный предел выносливости .

– число пробегов ремня.

– показатель степени; для плоских прорезиненных ремней .

– временный предел выносливости ремня

– коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа.

– коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки. Т.к. нагрузка переменная, принимаем .

Отсюда, расчетная долговечность ремня:

Т.к. время работы привода составляет 8200 ч, то на данный период потребуется следующее количество ремней:

3.2. Конструирование шкивов

Расчет ведущего шкива

1) Т. к. скорость движения ремня меньше 30 м/с, то шкив принимаем изготовленным литым из чугуна СЧ-15 (ГОСТ 1412-85).

2) Диаметр и длину ступицы шкива определим по следующим формулам:

3) Тип посадочного отверстия: цилиндрическое со шпонкой. Посадка цилиндрического отверстия – Н7.

4) Шероховатость поверхностей:

- отверстие в ступице ;

- боковые поверхности ступицы на класс ниже чистоты обработки отверстия.

5) Допуски формы и расположения поверхностей:

- осевое биение ступицы по таблице 2.5.1 [3] и при условии принимаем равным 0,058 мм.

Конструкция и размеры ведущего шкива

1) Конструкцию ведущего шкива принимаем в зависимости от его диаметра по таблице 2.5.2 [3]: с диском.

2) По ГОСТ 17383-78 принимаем ширину обода , т. к. ширина ремня .

3) Толщина обода литого шкива:

4) Рабочую поверхность обода принимаем плоской, т.к. шкив ведущий.

5) – толщина диска шкива.

6) Диаметр отверстий в шкиве принимаем конструктивно .

К расчету ведущего шкива:

Расчет ведомого шкива

1) Т. к. скорость движения ремня меньше 30 м/с, то шкив принимаем изготовленным литым из чугуна СЧ-15 (ГОСТ 1412-85).

2) Диаметр и длину ступицы шкива определим по следующим формулам:

3) Тип посадочного отверстия: цилиндрическое со шпонкой. Посадка цилиндрического отверстия – Н7.

4) Шероховатость поверхностей:

- отверстие в ступице ;

- боковые поверхности ступицы на класс ниже чистоты обработки отверстия.

5) Допуски формы и расположения поверхностей:

- осевое биение ступицы по таблице 2.5.1 [3] и при условии принимаем равным 0,058 мм.

Конструкция и размеры ведомого шкива

1) Конструкцию ведомогого шкива принимаем в зависимости от его диаметра по таблице 2.5.2 [3]: с диском.

2) По ГОСТ 17383-78 принимаем ширину обода , т. к. ширина ремня .

3) Толщина обода литого шкива:

4) Рабочую поверхность обода принимаем выпуклой, т.к. шкив ведомый.

5) – толщина диска шкива.

6) Диаметр отверстий в шкиве принимаем конструктивно .

К расчету ведомого шкива:

3.3. Расчет и выбор натяжного устройства

Натяжное устройство должно обеспечивать изменение номинального межосевого расстояния a между шкивами в следующем диапазоне:

Наибольшее межосевое расстояние, которое обеспечивается натяжным устройством, будет равно:

Наименьшее межосевое расстояние:

Тогда регулировка межосевого расстояния возможна в диапазоне:

В качестве натяжного устройства используем установку электродвигателя на салазки.

Выбираем салазки типа С-3. Проверим, подходят ли выбранные салазки по размерам. Салазки обеспечивают регулировку межосевого расстояния в диапазоне:

т. е. выбранное натяжное устройство подходит.

Размеры салазок для установки электродвигателя:

Масса комплекта салазок – 3,8 кг.

Болты крепления электродвигателя – .

3.4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Материалы и допускаемые напряжения

Для редукторов типа ЦУ рекомендуется использовать в качестве материалов шестерни и зубчатого колеса сталь марки 20ХН2М. Данная марка стали обладает свойствами: , , .

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости, из рис. 4.1.1 [3]:

Эквивалентное число циклов:

часов – продолжительность работы привода;

– число зацеплений зуба за один оборот колеса;

– коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи. Принимаем, что нагрузка постоянна, тогда .

Получаем:

– для шестерни;

– для зубчатого колеса.

Определим коэффициент долговечности. Т. к. , то:

Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 4.1.5 [3]:

Допускаемые контактные напряжения:

- для шестерни:

- для зубчатого колеса:

– коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой.

За расчетные допускаемые контактные напряжения для цилиндрических косозубых колес с малым отличием друг от друга по твердости принимается наименьшее допускаемое контактное напряжение, т. е.

Выбор основных параметров передачи

Из таблицы 66 [5] определяем параметры зацепления зубчатой передачи:

– межосевое расстояние;

– модуль зацепления;

– число зубьев шестерни;

– число зубьев колеса;

– ширина венца колеса;

- угол наклона зубьев;

– косинус угла наклона зубьев.

Рассчитаем диаметры делительных окружностей:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Ширина шестерни:

Толщина диска колеса:

Толщина обода зубчатого венца:

Диаметр отверстий в колесе принимаем конструктивно .

Проверка расчетных контактных напряжений на зубчатом колесе

1) Окружная сила в зацеплении:

2) Окружная скорость колеса:

3) Степень точности из таблицы 4.2.14 [3] не ниже 9 (пониженная точность).

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По рис. 6.22. [1] находим:

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца. По рис. 6.24. [1] получаем:

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Из таблицы 6.6 [1] определяем:

Таким образом, удельная окружная сила:

5) Расчетное контактное напряжение:

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных зубчатых колес .

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления. Из рис. 6.20 [1] следует, что .

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. По рис. 6.21 [1] находим, что .

Тогда, расчетное контактное напряжение:

Т. к. , то условие расчета на контактную прочность выполняется.