5.9 Определение других геометрических размеров колес

Определим другие геометрические размеры колес, показанные на рисунке 3.

Делительные диаметры равны

(5.15)

d₁=m∙z₁ = 3∙30=90 мм.

d₂=m∙z₂ = 3∙119=357 мм.

Диаметры вершин зубьев равны

(5.16)

d_a1=d₁+2∙m= 90+2∙3=96 мм.

d_a2=d₂ +2∙m= 357 +2∙3=363 мм.

Диаметры впадин зубьев равны

(5.17)

d_f1 =d₁ -2,5∙m = 90 - 2,5∙3 = 82,5 мм.

d_f2=d₂-2,5∙m = 432 - 2,5∙3 = 349,5 мм

Проверим межосевое расстояние зубчатых колес

/ (5.18)

223,5 мм.

В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 4.

Окружные силы определяют по зависимости

. (5.19)

5971,8 Н.

Радиальные силы определяют по зависимости

, (5.20)

где a = 20° - угол зацепления.

2173,6 Н.

Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле

. (5.21)

6355,1 Н .

Конструктивные размеры зубчатого колеса показаны на рисунке 5 и приведены в таблице 4.В качестве исходного размера используется диаметр посадочной поверхности вала d_к3 под колесо, который будет получен в пункте 7. d_K3=80мм.

Т а б л и ц а 4 - Размеры зубчатого колеса, мм

Параметр	Формула	Расчет
Диаметр ступицы	dСТ=l,6• dK	dСТ=l,6•80 = 130 мм
Длина ступицы	LCT =b2…1,5 •dK	LCT = 90…128 Примем LCT= 125 мм
Толщина обода	= (2,5... 4,0) •m	= (2,5... 4,0) •3=7,5…12 Примем =10мм
Диаметр обода	D0=da2-2• -4,5•m	D0=363-2•10 - 4,5 •3=329мм
Толщина диска	с=(0,2…0,3) •b2	с=0,25 •100=23
Диаметр центров отверстий в диске	Dотв=0,5• (D0+dCT)	Dотв =0,5• (329+130)=230мм
Диаметр отверстий	dотв=(D0-dCT)/4	dотв=(329-130)/4=50мм
Фаски	n = 1 • m	n = 1 • 3= 3 мм

Рисунок 4 - Схема сил в зацеплении цилиндрических прямозубых

зубчатых колес

Рисунок 5 - Цилиндрическое зубчатое колесо

6 Расчет клиноременной передачи

Исходными данными для расчета клиноременной передачи, например, являются:

– вращающий момент на валу ведущего шкива (момент на валу электродвигателя) Т₁ = 121,4 Н  мм;

– мощность на валу ведущего шкива (это требуемая мощность электродвигателя) Р₁ = 12,4кВт;

– частота вращения ведущего шкива (это номинальная частота вращения вала электродвигателя) n₁ = 975 мин^–1;

- передаточное число передачи u = u_РП= 2,44.

Расчет клиноременной передачи начинается с выбора сечения ремня по номограмме на рисунке 7 в зависимости от мощности Р₁ и частоты вращения n₁. По исходным данным примера подходит клиновой ремень сечения Б, размеры которого приведены в приложении Б (таблица Б.2). Выбранному сечению В соответствуют размеры, мм: b₀ = 22; b_Р = 19; y₀ = 4; h = 13,5; площадь сечения А = 230 мм².

Минимально допускаемое значение диаметра ведущего шкива d₁ зависит от сечения ремня: для сечения А – d₁ = 90 мм; для сечения Б – d₁ = 125 мм; для сечения В – d₁ = 200 мм; для сечения Г – d₁ = 315 мм. В целях повышения срока службы ремней принимаем в качестве диаметра ведущего шкива следующее значение после минимально допустимого диаметра из стандартного ряда диаметров, приведенного в таблице Б. 3. Принимаем d₁ = 224 мм.

Определим расчетный диаметр ведомого шкива , мм

. (6.1)

546,6 мм.

Полученное расчетное значение диаметра округляем до ближайшего стандартного значения по таблице Б. 3. Принимаем 560 мм.

Определим фактическое передаточное число ременной передачи

, (6.2)

где = 0,01 … 0,02 – коэффициент скольжения [4].

2,53.

Проверим отклонение  фактического передаточного числа от заданного передаточного числа

. 3,7%.

Рисунок 6 – Геометрические и силовые параметры клиноременной передачи

Рисунок 7 – Номограмма для выбора клиновых ремней нормального сечения

Определим предварительное значение межосевого расстояния ременной передачи в интервале

/ (6.3)

. (6.4)

444,7 мм.

784 мм.

Межосевое расстояние принимается в рассчитанном интервале после эскизной компоновки привода. Принимаем промежуточное значение 500 мм.

Определим расчетную длину ремня

. (6.5)

2288 мм.

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего стандартного значения (таблица Б. 2). Принимаем 2240 мм. Уточняем значение межосевого расстояния передачи по стандартной длине ремня [3, с. 88]

(6.6)

474,51 мм.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град.

. (6.7)

139,6 град.

Определим скорость ремня , м/с

. (6.8)

11,4 м/с.

Определим расчетную мощность , кВт, передаваемую одним клиновым ремнем проектируемой передачи:

. (6.9)

где номинальная мощность, кВт, передаваемая одним клиновым ремнем базовой передачи, выбираемая методом интерполирования из таблицы 11[1].

Для рассматриваемого примера 4,75 кВт.

поправочные коэффициенты, выбираемые для условий работы проектируемой передачи по таблице 12.

Определим для рассматриваемого примера поправочные коэффициенты (при отношении ) по таблице 5.

0,886; 0,886; 1,135; 1,2; 0,3; 0,95.

Определим мощность, передаваемую одним ремнем, по формуле (6.9)

3,53 кВт.

– коэффициент угла обхвата ведущего шкива
1, град.		180				170						160			150							140			130						120
		1,0				0,98						0,95			0,92							0,89			0,86						0,82
коэффициент влияния отношения выбранной длины ремня L к базовой длине L0 (таблица 11)
L / L0		0,4					0,6						0,8				1,0							1,2						1,4
		0,82					0,89						0,95				1,0							1,04						1,07
коэффициент передаточного отношения
	1,0				1,25		1,5					1,75		2,0							2,25		2,5						2,75			 3,0
	1,0				1,08		1,1					1,115		1,125							1,13		1,135						1,138			1,14
коэффициент режима нагрузки
Характер нагрузки				Спокойная				Умеренные колебания								Значительные колебания													Ударная
				1 … 1,2				1,1 … 1,3								1,3 … 1,5													1,5 … 1,7
коэффициент числа ремней
Z				1						2 … 3								4 … 6								 6
				1						0,95								0,9								0,85
– коэффициент влияния центробежных сил
Сечение				А							Б								В								Г
			0,1						0,18											0,3								0,6

Т а б л и ц а 5 – Значения поправочных коэффициентов

Т ребуемое число ремней Z определяется по формуле

. (6.10)

где – мощность, передаваемая через передачу, кВт;

– коэффициент числа ремней, выбираемый по таблице 5, предварительно задавшись предполагаемым интервалом числа ремней Z.

3,7 .

Окончательно выбираем 4 (округляем в большую сторону до целого числа).

Определим силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:

, (6.11)

где - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, выбираемый в таблице 5.

283,2 , Н.

Определим силу давления на валы передачи , Н, (рисунок 7):

. (6.12)

2126,7 , Н.

Основные геометрические размеры шкива показаны на рисунке 9. Рассчитаем размеры только ведомого шкива, так как он изображается на чертеже общего вида редуктора (таблица 6).

Для расчета параметров ступицы ведомого шкива используется диаметр выходного участка быстроходного вала редуктора dВ1, который будет получен в пункте 10.

Т а б л и ц а 6 – Размеры ведомого шкива, мм

Рисунок 8 – Конструкция шкива