Проектирование приводной станции к шнеку мойки агрегата комбисилосов

     Действительное  передаточное число проектируемой  передачи 

     u_д=d₂/[d₁(1-e)], 

     гдеe = 0,015 – коэффициент упругого скольжения [1, стр. 16]

     Получаемu_д=160/[80*(1-0,015)]=1.99.

     Минимальное межосевое расстояние 

     а'_min=2(d₁+d₂)+H_р=0,55*(80+160)+6=138 мм. 

     Расчетная длина ремня 

     L'_р=2а'_min+0,5p(d₁+d₂)+0,25(d₂-d₁)²/a'_min=

     =2*138+0,5*3,14*(80+160)+0,25*(160-80)²/138=664 мм. 

     По [1, стр. 17] можно принять длину ремня 710 мм. Однако по конструктивным соображениям, чтобы более рационально разместить двигатель и редуктор на раме, принимаем длину ремня L_р=1210 мм

     Действительное  межосевое расстояние 

     а=а'_min+0,5(L_p- L'_р)=138+0,5*(1210-664)=410 мм. 

     Коэффициент, учитывающий длину ремня определяем по [1, стр. 17] С_L=0,89.

     Угол  обхвата ремнем меньшего шкива 

      =180-57*(160-80)/410=168°. 

 

     Коэффициент угла обхвата принимаем по [1, стр. 14] С_a=0,93.

     Скорость  ремня 

     v=pd₁n₁/(60*10³)=3,14*80*2880/(60*10³)=12.1 м/с. 

     По  выбранному сечению ремня и рассчитанной скорости определяем номинальную мощность, передаваемую одним ремнем Р₀=1,33 кВт [1, стр. 17].

     Предварительно  принимаем коэффициент, учитывающий  число ремней в передаче С_k=0.9.

     Число ремней передачи 

     z=Р₁С_р/(Р₀С_LC_aC_k)=5.5*1/(1,33*0,92*0,95*0.9)=5.2. 

     Принимаем z=6 (округляем рассчитанное значение до ближайшего большего целого), затем уточняем коэффициент числа ремней С_k=0,8 [1, стр. 17].

     Перерассчитываем z: 

     z=Р₁С_р/(Р₀С_LC_aC_k)=5.5*1/(1,33*0,92*0,95*0,8)= 5,27. 

     Принимаем z=6, опять уточняем С_k=0,79.

     Перерассчитываем z:

     z=Р₁С_р/(Р₀С_LC_aC_k)=5.5*1/(1,33*0,92*0,95*0,79)= 5,32. 

     Количество  ремней не изменится, т.е. z=6.

     Окружное  усилие на ведущем шкиву

 

 

     F_t=2*10³Т₁/d₁=2*1000*18.2/80=227 Н.

     Предварительное натяжение ремня

     F₀=0,5*F_t/j=0,5*227/0,5=227 Н,

     гдеj=0,5 – коэффициент тяги [1, стр. 16].

     Сила, нагружающая вал редуктора

     F_кл.рем= 2F₀*sin( /2)=2*227*sin(168/2)=451 Н.

 

3. Расчет  зубчатых цилиндрических передач редуктора

 

     Таблица 3.1 – кинематические параметры приводной станции

 

 

     Тихоходная1-я передача

     Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса

     В качестве материала для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение. Материал колеса сталь 40Х, термообработка улучшение.

     Механические  характеристики материала приведены  в табл. 3.2 ([1], стр. 43). Для шестерни будем использовать индекс 1, а для колеса – индекс 2. 

     Таблица 3.2 – Механические характеристики материалов тихоходной передачи

 

     Для обеспечения приработки колеса и  шестерни должно выполняться условие меньшей твердости колеса по отношению к шестерне 

     НВ₁ = НВ₂+(20…40).(3.1)

     Получаем 

     НВ₁ - НВ₂ =240-220=20. 

     Можно считать, что материалы приработаются.

     Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

     Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса [1, стр. 43]: 

     N_{H lim 1} 25*10⁶

     N_{H lim 2} = 25*10⁶

       

     Эквивалентное число циклов 

     N_{HЕ 1(2)}=60×n×c×L_h(3.2) 

     гдеn– частота вращения валов (n_п = 457 мин^-1, n_т = 114 мин^-1);

     с = 1 – число колес, находящихся в зацеплении с расчетным,

     L_h = 5000ч – продолжительность работы передачи;

     Получаем 

     N_{HЕ 1}=60×n_п×c×L_h· =60*457*1*5000=13.7*10⁷;

     N_{HЕ 2}=60×n_т×c×L_h =60*114*1*5000=3.42*10⁷. 

     Коэффициент долговечности 

      ,(3.3)

     Так как N_{H lim 1}< N_{HЕ 1} и N_{H lim 2}< N_{HЕ 2} то принимаем Z_N1=1, Z_N2=1.

     Предел  контактной выносливости [1, стр. 43] 

     s_{Н lim 1} = 2*HB₁+70 = 2*240+70=550 МПа;

     s_{Н lim 2} = 2*HB₂+70 = 2*225+70=520 МПа. 

     Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса соответственно: 

      =0,9*550/1,2*1=458 МПа.(3.4)

      =0,9*520/1,1*1=472 МПа.

       

     где S_H = 1,1-1,2 – коэффициент безопасности ([1], стр. 42).

     Допускаемые контактные напряжения зависят от предела  текучести выбранного материала и способа термообработки. Принимаем для шестерни и колеса 

      .(3.5) 

     Получаем 

      =2,8*600=1680 МПа;

       =2,8*520=1456 МПа. 

     Расчетное межосевое расстояние

      ,(3.6) 

     гдеk_α=49.3 МПа – для прямозубых передач;

     Т₂ =402 Н×м – крутящий момент на промежуточном валу;

     y_bd – коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра,

     y_bd = 0,5ψ_ba.(u_t+1)=1; ψ_ba=0,4

       Принимаем y_bd=1 [1, стр. 50];

     К_Нb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (для контактной прочности). Принимаем К_Нb=1,15 [1, стр. 50];

     u_t =4 – передаточное число редуктора.

     Получаем 

      мм.

     

     Принимаем

     Ширина венца зубчатого колеса 

     b₂ = b=y_ba ·=0,4*125=50 мм,(3.7) 

     Ширина  венца шестерни 

     b₁ = b₂+(3…5)= 50+(3…5) мм. 

     Принимаем b₂=50 мм, b₁=54 мм.

     Определяем  предварительно модуль 

     m'=0.02*125=2,5(3.8)

     Принимаем m=2,5 мм.

     Суммарное число зубьев колес

     

     

     z₂=z₁·u_t=20*4=80.(3.9) 

     Окончательно начальные диаметры зубчатых колес 

     d₁=m·z₁=2,5*20=50 мм;

     d₂=m·z₂=2,5*80=200 мм; 

     Расчетное межосевое расстояние 

      0,5*(50+200)= 125 мм.(3.10)

       

     Действительное  передаточное число