Редуктор 1-ступенчатый цилиндрический

      Значения  кинематических и силовых параметров привода 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      2. Расчет клиноременной  передачи 

     1.Вращающий  момент на ведущем валу Т_о = 29,4 Нм. 

     2. Расчет выполняем для клиновых  ремней нормального сечения. Для  передачи этого вращающего момента рекомендуется использовать (см. рис. П.1 и табл. П.4) клиновые ремни сечения типа А, имеющего размеры:   b_p = 11 мм,  h = 8 мм и А₁ = 81 мм². 

     3. Расчетный диаметр меньшего шкива

     

 мм.

     Принимаем по ряду R_a20 (cм. табл. П.3) ближайшее к верхнему пределу стандартное значение D₁ = 112 мм, которое больше минимально допустимого D_1,min= 90 мм для выбранного сечения (см. табл. П.4). 

     4. Расчетный диаметр большего шкива.

     Примем  в предварительных расчетах значение коэффициента упругого скольжения ремня  ε = 0,015 (см. п. 2.3), тогда

     D₂ = D₁i_p (1 – ε) = 112·3,2(1 – 0,015) ≈ 353 мм

     В соответствии со стандартным рядом (см. табл.П.3) назначаем D₂=355 мм. 

     5. Фактическое передаточное отношение  передачи

     

 

     6. Оптимальное межосевое расстояние

     

 мм,

     что больше минимального значения, равного

     

 мм. 

     7. Длина ремня

       мм.,

     где

     

 мм ;

     

 мм².,

     Принимаем стандартную длину ремня  L_p = 1400 мм (см. табл. П.4). 

     8. Уточняем межосевое расстояние

       мм 

     9.Угол  обхвата ремнем малого шкива

     

     что больше минимально допустимого  . 

     10. Частота пробегов ремня

     П  =  υ/L_p =  1,3/(1400·10^-3 ) = 0,9, где скорость ремня υ = 0,5 ω₁D₁ = 0,5·23·112·10^-3 = 1,3м/с.

     с^-1  < [П] = 10 с^-1, 
 
 
 
 

      11. Исходное полезное напряжение

     

 МПа,

     где K_i = 1,14 – 0,14 e^{2,43(1 – ip)} ≈ 1,14 при i_p = 3,22. 

     12.Допускаемое  полезное напряжение

       МПа,

     где ;

     C_p = 1 – 0,1K_p = 1 – 0,1×1 = 0,9 ,

     где по условию задачи при кратковременной  перегрузке в 100% (К_П  = 2) принято K_p = 1. 

     13. Окружная сила

F_t = 2T_о/D₁ = 2 ∙ 29,4∙10³/112 = 525 Н. 

     14. Необходимое число ремней

     

     С учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями в многоручьевой передаче (см. форм. 2.31) принимаем  C_z = 0,95, тогда число ремней будет

     z = z^΄/C_z = 2,29/0,95 = 2,41.

     Окончательно  принимаем 3 ремня А-1400 Ш ГОСТ 1284.1 – 80. 

     15. Рабочий коэффициент тяги

     

     где φ_Т,о = 0,67 – исходное значение коэффициента тяги.

     Силы, действующие в передаче:

   натяжение от центробежных сил

     

     где ρ = 1,25 г/см³ – плотность материала ремня;

     натяжение ветвей одного ремня

     

     

     где согласно ф.(2.23)          q  =  e^f’a1  =  ;

     предварительное натяжение одного ремня (с учетом центробежной силы)

     F_о = 0,5 (F₁ + F₂) + F_υ = 0,5(379 + 116) + 0,2 = 248 H. 

     17. Сила, действующая на вал

     F_p ≈ 2F_o z sin(α₁/2) = 2 ∙ 248∙ 3 ∙ sin(135 ⁰/2) ≈ 1400 H. 

     18. Далее, используя полученные данные  и эмпирические зависимости рис. П.3, рассчитываем геометрические размеры шкивов, по которым делаем эскиз, а затем и рабочий чертеж одного из шкивов согласно технического задания (см. пример на рис.П.4). 
 
 
 
 
 
 

3. Выбор материала зубчатых колес 

     Согласно  положениям п.3.4.2 настоящего пособия  применительно к редукторам, к  которым не предъявляются специальные  требования по ограничению массы, габаритных размеров, стоимости и пр., в качестве материала для прямозубых цилиндрических колес, назначаем относительно недорогуе и широко распространенную сталь марки 45.

     для колеса – поковка из стали 45, улучшенная до твердости НВ₂ = 200НВ и имеющая при любых размерах заготовки σ_Т  = 340 МПа и σ_в = 690 МПа;

     для шестерни – поковка из стали 45 диаметром до 90 мм, улучшенная до твердости НВ₁ = 230НВ и имеющая при этом  σ_Т  = 440 МПа и σ_в = 780 МПа. 

     При этом в соответствии с положениями  п.3.4.1. необходимая для нормальной работы зубчатой пары разность в уровнях средней твердости материалов шестерни и колеса обеспечивается: НВ₁ – НВ₂ = 230НВ – 200НВ = 30НВ > 20…50НВ. 

     Если  техническим заданием предусматривается  расчет прямозубых цилиндрических колес, то в качестве материала для них можно взять единую марку стали, например, сталь 45, при этом поковка для шестерни диаметром до 90 мм в состоянии улучшения будет иметь (см. табл. П.8) твердость НВ₁ = 230НВ,   σ_Т  = 440 МПа и σ_в = 780 МПа;  прочностные свойства заготовки для колеса можно оставить прежними. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4. Определение допускаемых  напряжений при  расчете зубчатых  передач на контактную выносливость и усталость при изгибе.

     Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную выносливость и усталость при изгибе определяются по формулам (3.1) и (3.3):

     

 и  ,

     где и – базовые пределы контактной выносливости поверхностей зубьев и выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба соответственно; и – коэффициенты долговечности и коэффициенты безопасности при расчете на контактную выносливость и усталость при изгибе соответственно; – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья: для реверсивных передач = 0,7…0,8, а для нереверсивных – = 1.

     Значения  указанных параметров и коэффициентов находим отдельно для выбранных материалов шестерни (с индексом 1) и колеса (с индексом 2), для чего используем зависимости, приведенные в табл. П.9:

      

     Поскольку проектируемая передача – реверсивная, с повышенным ресурсом эксплуатации (L_h = 20000 час) и средняя твердость материала колес не превышает 350НВ, принимаем:

      , , = 0,75. 

Тогда:

     

     Рассчитываемая  зубчатая передача является прямозубой, поэтому в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимаем

     

     при этом условие  соблюдается: 427 < 454 < 1,25∙427.

     Результаты  всех вычислений для прямозубых колес заносим табл.П.4.1.

     Таблица П.4.1

Значения  параметров, используемых при расчете  допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

Прямозубая  цилиндрическая передача

 
 

5. Определение геометрических размеров зубчатых колес  передачи с последующей проверкой прочности зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

 

Исходными данными для расчета зубчатой передачи являются: вращающий момент на тихоходном валу = 173,9 Нм, частота вращения этого вала = 110 об/мин, передаточное число u = 2,0, тип колес – прямозубые, расчетный срок службы привода = 20000 час, характер нагрузки (указывается режим нагружения, например: нагрузка близкая к постоянной); передача – реверсивная.