Определение чисел зубьев зубчатых колес.

Число зубьев колес группы передач обусловлено межосевым расстоянием , которое должно быть одинаковым для всех передач одной группы, и передаточным отношением, выраженным в форме

где i, j, …-целые числа.

В пределах каждой группы передач сумма чисел зубьев ( ) сопряженных колес должна быть одинаковой и по условию наименьших габаритов привода не должна превышать 100… 120, а наименьшее число зубьев

Пример расчета чисел зубьев:

1. одиночная передача:

 

2.Первая переборная группа:

 

3. Вторая переборная группа:

 

4. Третья переборная группа:

 

 

Остальные полученные данные занесем в таблицу 5.

 

Таблица 5

I переборная группа
U2=Umin = 0.515   Sz	17		18	19	20	21	22	23
	33		35	37	39	41	43	45
	50		53	56	59	62	65	68
U3=Uср = 0.847   Sz	24		25	26	27	28	29	30
	28		30	31	32	33	34	35
	52		55	57	59	61	63	65
U4=Umax = 1.39   Sz	30		32	33	34	36	37	38
	22		23	24	25	26	27	27
	52		55	57	59	62	64	65
II переборная группа
U5=Umin = 0.607   Sz	17	18		19	20	21	22		23
	28	30		31	33	34	36		38
	45	48		50	53	55	58		61
U6=Uср = 0.717   Sz	21	22		23	24	25	26		27
	29	31		32	33	35	36		38
	50	53		55	57	60	62		65
U7=Umax = 0.847   Sz	22	23		24	25	26	27		28
	26	27		28	30	31	32		33
	48	50		52	55	57	59		61
III переборная группа
U8=Umin = 0.515   Sz	17	18		19	20	21	22		23
	33	35		37	39	41	43		45
	50	53		56	59	62	65		68
U9=Umax =2.297   Sz	39	40		41	42	43	44		45
	17	17		18	18	19	19		20
	56	57		59	60	62	63		65

 

 

Построение графика мощности и крутящего момента.

 

 

График мощности и момента представляет собой совмещенную картину графиков и .

Мощность N(кВт), крутящий момент M(Н×м) и частота вращения вала n (об/мин) связаны соотношением:

Учитывая, что в нижней четверти диапазона регулирования полная мощность привода не используется, применим комбинированное регулирование, когда до расчетной частоты вращения шпинделя  обеспечивается регулирование с постоянным моментом, а выше – регулирование с постоянной мощностью.

 

Расчетная частота вращения шпинделя подсчитывается по формуле:

(1)

 

Принимаем ближайшую по значению частоту вращения n_р =117 об/мин.,

где n_min– наименьшая частота вращения на выходе привода.

Расчетная мощность на шпинделе:

где η – коэффициент полезного действия привода, определяемый непосредственно по кинематической схеме.

 

 

    гдеη_крп = 0.96 – КПД клиноременной передачи;

η_зп = 0.98 – КПД зубчатого цилиндрического зацепления;

η_пп =0.99 – КПД пары подшипников.

 

Тогда расчетная мощность:

N_р = 15×0.84 =12.6 кВт

 

Расчетный момент:

 

Расчетные данные заносим в таблицу 6.

 

Таблица 6

nmin (об/мин.)	nmax(об/мин.)
Крутящий момент (Н×м)
M1	M2
M1=Mр = 1028.5
Мощность (кВт)
N1	N2

 

На основании полученных данных строим график мощностей и моментов (рис.6).

 

 

Рис.6 График мощностей и моментов.

 

Расчет клиноременной передачи.

Рассчитаем клиноременную передачу, установленную в системе привода от электродвигателя к I валу коробки скоростей:

P_эдв = 15кВт;

n_эдв=1460 об/мин;

U_рем=n_эдв/n_{I вала} = n₁/n₂=1460/730 = 2, где

n₁ = n_эдв =1460об/мин – частота вращения ведущего шкива [об/мин];

n₂=n_{I вала}=730об/мин – частота вращения ведомого шкива [об/мин].

Расчет будем вести по ГОСТ 1284.3-96[4], а также по [5]

Решение:

Примем режим работы средней, желательны малые габариты.

1. Определяем расчетный вращающий момент ведущего(вала электродвигателя) вала:

T_1р =9550×P₁/n₁ = 9550×15/1460=100,175 Н×м,

Где

P₁=P_р/η =12.6/0.84 =15 кВт – расчетная мощность электродвигателя.

 

Рекомендуется выполнять расчет передачи для двух ближайших рекомендуемых сечений ремня.

2. По графику (рис. 2.2.2)выбираем в зависимости отP_1р и n₁сечение ремня В(С), а по расчетному моментуT_1р (таблица 2.2.1) – Б(В),

Где

P_1р =P₁×с_р = 15×1.2 =18 кВт – расчетная передаваемая мощность;

с_р =1.2 – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи (таблица 2.2.2)

3.Линейную скорость ремня V в м/с вычисляют по формуле:

 

V= (π×d₁×n₁)/60000≤ [V],

Где

В соответствии с требованиями ГОСТ 20889. Диаметр меньшего шкива передачи следует брать, возможно, большего значения, но не более предельно допустимой скорости ремня 30 м/с.

d₁ – диаметр ведущего шкива (Расчетный диаметр меньшего шкива при применении ремня типа В(С) равен d₁ =200 мм, а приБ(В) равен d₁ =125 мм [6]);

n₁ = 1460 об/мин - частота вращения меньшего шкива;

[V] = 30м/с – допускаемая скорость клинового ремня;

Тогда:

V_В(С)= (3.14×200×1460)/60000=15,28м/с

15,28м/с≤ 30 м/с – верно.

 

V_Б(В)= (3.14×125×1460)/60000=9.55м/с

9.55 м/с≤ 30 м/с – верно.

 

Вывод:Условие выполняется.

 

4. Расчетный диаметр большего шкиваd₂ с учетом проскальзывания вычисляют по формуле:

 

d₂ =U_рем×d₁× (1 – ε),

где

U_рем=2 – передаточное число для клиноременной передачи;

ε = 0.01…0.02 – коэффициент упругого скольжения[3],

Тогда:

d_2В(С) =2×200×(1 – 0.015) =394 мм

d_2В(С) =2×125×(1 – 0.015) =246,25 мм

Из стандартного рядавыбираемd_2В(С) =400 мм, d_2В(С) =250 мм.

 

5. Межцентровое расстояние определяется конструктивными особенностями привода.

Рекомендуемое межцентровое расстояние вычисляют по формуле:

 

a>0.55×(d₁+d₂)+H_р

Где H_р– высота сечения ремня, мм(таблица 2.2.1.[2]),

H_рВ(С)= 14мм;

H_рБ(В) =11мм.

Для ремня В(С):

a> 0.55×(200+400) +14

a>344,

Примемa = 350 мм.

Для ремня Б(В):

a> 0.55×(125+250) +11

a> 217.25,

Примемa = 250 мм.

 

6. Расчетная длина ремня:

В зависимости от выбранного межцентрового расстояния расчетную длину ремня L_р в миллиметрах вычисляют по формулам:

L_р= 2a +(0.5π ×(d₁+d₂)) + (d₂–d₁)²/4a

Таким образом, длина ремня определяется как сумма прямолинейных участков и дуг обхвата:

 

Для ремня В(С):

L_р^/= 2×350+(0.5×3.14×(200+400))+(400 –200)²/4×350

L_р=1670,57 мм.

 

Для ремня Б(В):

L_р^/= 2 ×250+(0.5×3.14×(250+125))+(250 – 125)²/4×250

L_р= 1104,375 мм.

 

Из стандартного ряда таблицы 2.1.10[2]:   

L_рВ(С) =1800 мм;

L_рБ(В) =1120 мм.

 

7. Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:

 

a = a+0.5×(L_р - L_р^/)

 

a_{Д В(С)} =a_В(С)+0.5×(L_рВ(С) - L_р^/)= 350+0.5×(1800 - 1670,57)=415 мм

a_{Д Б(В)} =a_Б(В)+0.5×(L_рБ(В) - L_р^/)= 250+0.5×(1120 - 1104,375)=258 мм

 

8. Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

α₁ =180⁰–β =180⁰ - 57×(d₂ – d₁)/a,

где

β ≈57×(d₂ – d₁)/a–угол между ветвями ремня.

Тогда

 

α_1В(С)=180⁰ - 57× (400- 200)/415=152,53⁰

α_1Б(В) =180⁰ - 57× (250- 125)/258=152,38 ⁰                                   Рис.

 

 

9. Найдем частоту перебегов ремня U, с^-1:

 

U = L_р/V ≤ [U],

 где

[U] – допускаемая частота перебегов([U] = 40 с^-1 – для ремней мерной длины).

Тогда:

U_В(С) = 1.8/15,28 =0,118 с^-1 ≤ 40с^-1 – верно;

 

U_Б(В) = 1.12/9.55 =0,117 с^-1 ≤ 40с^-1 – верно.

Вывод: Условие выполняется. Данное соотношениеU ≤ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 часов.

 

10. Число ремней передачи Z, шт.

Z = P₁×C_р/(P_о×C_α ×C_L×C_K) ≤ Z^/,

Где

P_о – мощность передаваемая одним ремнем, кВт(таблица 2.2.7[5]):

P_оВ(С) = 5.80;

P_оБ(В) = 2.26.

 

C_K – коэффициент, учитывающий число ремней(таблица 2.2.5[5])

C_{K В(С)}=0.75…0.79;

C_{K Б(В)}=0.76…0.8

 

C_L– коэффициент учитывающий длину ремня(таблица 2.2.6[5]):

C_LВ(С) =0.85;

C_LБ(В) =0.85.

 

C_α - коэффициент учитывающий влияние угла обхвата(таблица 2.1.3[5])

С помощью линейной интерполяцией находим:

C_αВ(С) =0,92759;

C_αБ(В) =0,92714.

 

с_р =1.2 – коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи (таблица 2.2.2);

P₁=15 кВт – расчетная мощность электродвигателя;

Z^/ - рекомендуемое количество ремней для данного сечения ремня 2.2.1[1]:

Z_В(С)^/ =2…5 шт.

Z_Б(В)^/ = 2…4 шт.

 

Тогда

Z_В(С) = 15×1.2/(5.80×0,92759×0.85 ×0.78)=18/3.57 =5.04 принимаем Z_В(С) = 5;

Z_Б(В) = 15×1.2/(2.26×0,92714×0.85 ×0.78)=18/1.78 =12.97 принимаем Z_В(С) = 13

Вывод:для ремня сечением В(С) данное количество ремней подходит, а для ремня Б(В) такое количество ремней не удовлетворяет. Поэтому для ремня сечением Б(В) увеличиваем d₁ или принимаем большее сечение ремня.

 

Увеличим диаметр ведущего шкива ремня Б(В) и примем d₁ = 250 мм. По аналогии по приведенным выше формулам проводим расчеты, здесь же просто запишем уже полученные данные:

V_Б(В)=19.10м/с; d_2В(С) =500 мм; a =423.5 мм; L_рБ(В) =2120 мм; a_{Д Б(В)} =453 мм; α₁ =148.5⁰; U_Б(В) = 0.111 с^-1; Z_Б(В) = 4шт.

Вывод: Условие выполняется.

 

11.Сила, нагружающая валы передачи:

Сила давления на вал F_оп, Н:

F_оп=2×F₀×z×sin(α₁/2)

 

F_{оп В(С)} =2×F₀×z×sin(α₁/2) = 2×1001.75×5×sin(152.53/2) =9731 Н;

F_{оп Б(В)} =2×F₀×z×sin(α₁/2) = 2×801.4×4×sin(148.5/2) =6170.5 Н;

 

Где

F₀ =0.5×F_t/φ – предварительное натяжение ремня, Н

F_t = 2×10³×T_1р/d₁ – окружная сила, Н

φ =0.45…0.55 – коэффициент тяги

Тогда

F_tВ(С) = 2×100.175/200 =1001.75 Н;

F_tБ(В) = 2×100.175/250 =801.4 Н.

 

F_0В(С)=0.5×1001.75/0.50 =1001.75 Н;

F_0Б(В) =0.5×801.4/0.50 =801.4 Н.

                                                                                             Рис.

 

Силы натяжения ведущей F₁и ведомой F₂ ветвей в нагруженной передаче, Н:

F_1В(С) =F₀+(F_t/2×z) =1001.75+(1001.75/2×5) =1101.925 Н;

F_1Б(В) =F₀+(F_t/2×z) =801.4+(801.4/2×4) =901.575 Н.

 

F_2В(С) =F₀-(F_t/2×z) =1001.75 – (1001.75/2×5) =901.525 Н;

F_2Б(В) =F₀-(F_t/2×z) =801.4 – (801.4/2×4) =701.225 Н;

 

Ремень сечением В(С)	Ремень сечением Б(В)

 

4. Силовые расчеты элементов привода.

 

Расчеты произведем для наиболее нагруженных пар зубчатых колес, т.е. для тех, у которых передаточные отношения минимальные.

Для примера проведем все расчеты только дляI переборной группы, для остальных групп и одиночной передачи расчеты делаем по аналогии и все результаты заносим в таблицы 11, 12, 13, 14.

 

4.1. Расчет зубчатых колес.

---

Дата добавления: 2018-06-27; просмотров: 938; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!