2. Геометрические характеристики зацепления

Определяются только те геометрические характеристики, которые необходимы при вычерчивании зубчатого зацепления передачи и рабочих чертежей зубчатых колёс.

Расчёт геометрических размеров передачи внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70.

Некоторые размеры и параметры передачи уже определены.

m_n = 2 мм; a_w = 80 мм; b₁ = 25 мм; b₂ = 20 мм; d₁ = 45,71 мм; d₂ = 114,29 мм;

u = 2,5.

Диаметры окружностей выступов

d_a1 = d₁+2·(h +x₁)· m_n; d_a2 = d₂+2·(h +x₂)· m_n.

h = 1 (коэффициент высоты головки зуба исходного контура).

x₁ = x₂ = 0 (коэффициенты смещения режущего инструмента).

d_a1 = 45,71+2·(1+0)·2 = 49,71 мм;

d_a1 = 114,29+2·(1+0)·2 = 118,29 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f1 = d₁-2·(h +c^*-x₁)· m_n; d_f2 = d₂-2·(h +c^*-x₂)· m_n.

c^* = 0,25 (коэффициент радиального зазора исходного контура).

d_f1 = 45,71-2·(1+0,25-0)·2 = 40,71 мм;

d_f2 = 114,29-2·(1+0,25-0)·2 = 109,29 мм.

2. Ориентировочная оценка кпд редуктора

Для одноступенчатого редуктора

_ред = _пер = 1-_з-(_n+_r).

_з = 2,3·f· (коэффициент, учитывающий потери в зацеплении; по данной зависимости определяется при x₁ = x₂ = 0).

f = (0,06…0,1) (коэффициент трения в зубчатом зацеплении).

Принимаем f = 0,07.

_з = 2,3·0,07· = 0,01.

_n – коэффициент, учитывающий потери в подшипниках.

_r – коэффициент, учитывающий потери на разбрызгивание и перемещение масла (гидравлические потери).

(_n+_r) = 0,15…0,03.

Так как передача имеет невысокую окружную скорость (V = 2,39 м/с), принимаем (_n+_r) = 0,03.

_ред = 1-0,01-0,03 = 0,96.

Теоретическое определение потерь крайне затруднено, поэтому на практике КПД редукторов определяют на натуральных объектах, пользуясь специальными испытательными установками.

2. Определение усилий, действующих в зацеплении

Окружная сила F_t = 416 Н.

Осевая сила F_a = F_t·tg =416·tg = 117 Н.

Радиальная сила F_r = 157 Н.

3. Расчёт ремённой передачи

1. Размер сечения выбираем по таблице по в зависимости от крутящего момента. T₁ =22,618 Н·м и частоты вращения на малом шкиве n₁ =400 мин ^-1

Р₁ = 0,947 кВт;

Принимаем клиновой ремень нормального сечения типа А.

2. Назначаем расчётный диаметр малого шкива d_{р1 min}. Для ремня сечения А имеем d_{р1 min} = 90 мм.

Следует применять шкивы с большим, чем d_{р min} диаметром. По ГОСТ 20889-75 – ГОСТ 20897-75 принимаем

d_р1 = 100 мм.

3. Определяем расчётный диаметр большего шкива

d_р2 = (1-)·d_р1·u_рем.

 = 0,02 (коэффициент скольжения).

d_р2 = (1-0,02)·100·1,6 = 156,8 мм.

Полученный диаметр округляем до стандартного ближайшего значения по ГОСТ 20897-75

d_р2 = 160 мм.

Уточняем передаточное число

u_рем = 1,63

4. Определяем межосевое расстояние.

Минимальное межосевое расстояние

a_min = 0,55·(d_р1+d_р2)+h.

h = 8 мм (высота профиля ремня для сечения А).

a_min = 0,55·(100+160)+8 = 151 мм.

Для увеличения долговечности ремней принимают a > a_min. Причём a назначается в зависимости от передаточного числа u_рем и расчётного диаметра d_р2 при u_рем = 1,63 имеем 1,2.

a = 1,2·d_р2 = 1,2·160 = 192 мм.

5. Определим длину ремня

.

V₁ – скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива.

V₁ = 5,2 м/с.

L_min = (173…260) мм.

L = 2·192+0,5·3,14·(100+160)+ = 796 мм.

L > L_min, следовательно ремень будет иметь достаточную долговечность.

Полученную длину L округляем до стандартного значения по ГОСТ 1284.3-80 и с учетом компоновки привода принимаем L = 800 мм.

6. Уточняем межосевое расстояние передачи

a = 0,25·[L-₁+ ], где

₁ = 0,5··(d_р1+d_h2) = 0,5·3,14·(100+160) = 408,2 мм,

₂ = 0,25·(d_р1-d_р2)² = 0,25·(180-100)² = 900 мм².

a = 0,25·[800-408,2+ ] = 193,6 мм.

Принимаем угол обхвата на малом шкиве

.

₁ = 162,24 > [₁] = 120.

Следовательно, угол обхвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

7. Допускаемая мощность, которую передаёт ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (P₀·C_·C_L+10^-4·T_и·n₁) ·C_р.

Определим P₀ – номинальную мощность, которую передаёт ремень в определённых условиях (₁ = 180, u = 1, V = 10 м/с, длина ремня L₀, спокойная нагрузка), выберем по таблице, в зависимости от частоты n_1,

примем P₀ = 0,47 кВт.

Значения коэффициентов C_, C_L, T_и, C_р, C_z определим по таблицам.

C_ = 0,95 (коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата).

C_L = 0,86 (коэффициент, учитывающий реальную длину ремня).

T_и = 1,1 (поправка к моменту на быстроходном валу).

C_р = 0,9 (коэффициент, учитывающий режим работы передачи).

[P] = (0,47·0,95·0,86+10^-4·1,1·400) ·0,9 = 0,385 кВт.

8. Необходимое количество ремней с учётом неравномерности нагрузки на ремни

.

C_z = 0,95 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между одновременно работающими ремнями).

z = 2,6.

Принимаем z = 3, что меньше z_max = 6. Следовательно, передача будет иметь допустимое число ремней.

9. Сила предварительного натяжения одного ремня

.

q_m = 0,105 кг/м (масса одного метра длины ремня).

F₀ = 58 Н.

10. Нагрузка на валы передачи

F_рем = 343,7 Н.

Угол между силой и линией центров передачи

 = 5.76.

Если  20, то с достаточной степенью точности можно принимать, что F_рем направлена по линии центров передачи.

11. Проверяем частоту пробегов ремней на шкивах

n_n = [n_n] = 10 с^-1.

n_n = =6,5 с^-1 < [n_n].

12. Размеры шкивов клиноремённых передач регламентированы ГОСТ 20889-80 – ГОСТ20897-80, размеры профиля канавок регламентированы ГОСТ 20898-80.