Скорость ремня:

v = (πd1n1) / (60 * 103) = (3,14 * 100 * 1445) / (60 * 103) = 7,57 м/с

Ро — мощность передав. одним ремнем 1,6 кВт

коэф. числа ремня в передаче сz = 0,9

Число ремней:

z = (55 * 1) / (1,6 * 0,98 * 0,9 * 0,98) = 3,71

Принял z = 4

Определяем силу предвар. натяж. Fo, и одного клинового ремн:

Fo = 850 * Pном * C1 / z * V * Cx * СР = (850 * 5,5 * 0,98) / (4 * 7,57 * 0,98 * 1) = 154,5 Н

Давление на вал определяется по формуле:

Fa = 2Fo * zsina / 2 = 2 * 154,5 * 4sin165,5 / 2 = 1226 Н

Ширина шкивов Вш = (Я – 1)у + 2а = (4 – 1)15 + 2 * 10 = 65 мм.

2.3. Расчёт зубчатой передачи редуктора

Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа.

При и = 15 .30 число витков червяка z1 = 2.

Число зубьев червячного колеса:

z2 = z1 * и = 16 * 2 = 32

Выбираем материал червяка и червячного колеса.

Для червяка Сталь 45 с закалкой до твёрдости 45HRC с последующим шлифованием.

Т. к. материал колеса связан со скоростью скольжения, определяем предварительно ожидаемую скорость скольжения:

Vs = 4,3 * ωи√T2 / 10

Т2 = Р / ω2 = 4,2 * 103 / 4,7 = 897 Нм

Вращающий момент на колесе:

ω2 = ω1 / и2 * ипep = 151,2 / 2 * 16 = 4,7с-1

Vs = 4,3 * 4,7 * 16 3√1019,10 4 / 10 * = 3,39м/с

При скорости Vs = 2 .5м/с применяют безоловянные бронзы и латуни

Принимаем БрАЖ9 – 4, отливка в землю σв = 400 МПа, σТ = 200МПа.

Для червяка допускаемое напряжение [σ]н = [τ]н° – 25Vs

где [σ]н° — 300 МПа при твердости > 45 HRC

[σ]н = 300 – 25 * 3,39 = 215,25 МПа

Допускаемое напряжение изгиба

[σ]f = KFL[σ]F°

где KFL = 102 / N — коэффициент долговечности

N — общее число циклов перемены напряжений

N = 573ω2Ln;

Т. к. общее время работы передачи неизвестно, то принимаем N = 25 * 107

KFL = 9√l06 / 25 * 107 = 0,54

[σ]F° = 0,25 * σ + 0,08 σu;

[σ]F° = 0,25 * 200 + 0,08 * 400 = 82МПа

[σ]F° = 0,54 * 82 = 44,28 МПа

Межосевое расстояние передачи:

aw > 61 3√Т2 * 103 / [σ]Н2 > 61 3√897 * 103 / 215,252 = 166,3 мм.

Полученное межосевое расстояние округляем в большую сторону до целого числа аw = 180 мм

Предварительно определяем модуль зацепления:

m = (l,5 .1,7)aw / z2 = (l,5 .1,7)180 / 32 = 8,4 .9,56 мм

Значение модуля округляем в большую сторону до стандартного ряда т = 10

Из условия жёсткости определяем коэф. диаметра червяка

q = (0,212 .0,25) * z2 = (0,212 .0,25) * 32 = 6,78 .8

Полученное значение округляем до стандартного q = 10

Определяем коэффициент смещения инструмента х:

X = (aw / M) – 0,5(q + z2)

Х = 180 / 10 – 0,5 (10 + 32) = -3

По условию неподрезания и незаострённости зубьев -1 ≤ Х ≤ +1

Если это условие не выполняется, то следует варьировать значениями q, z2 или aw.

Примем q = 8; z2 = 32; aw = 200.

Х = 200 / 10 – 0,5(8 + 32) = 0

Условие выполняется.

Определяем фактическое значение межосевого расстояния:

aw = 0,5m(q + z2) = 0,5 * 10(8 + 32) = 200 мм

Определяем основные геометрические параметры передачи:

Основные размеры червяка

делительный диаметр d1 = qm = 8 * 10 = 80 мм

начальный диаметр dw1 = m(q + 2x) = 10(8 + 2 * 0) = 80 мм

Диаметр вершин витков da1 = d1 + 2Т = 80 + 2 * 10 = 100 мм

Диаметр впадин витков df1 = d1 – 2,4m = 80 – 2,4 * 10 = 56 мм

Делительный угол подъема линии витков y = arctg(z1 / q) = arctg2 / 10 = 11,3099°

Длина нарезной части червяка

в1 = (10 + 5,5 / х / + z1)m + c1

где х – коэф. смещения при х ≤ 0 с = 0

в1 = (10 + 2)10 = 120 мм

Основные размеры венца червячного колеса

делительный диаметр d2 = dw2 = mz2 = 10 * 32 = 320 мм

диаметр впадин зубьев df2 = d2 – 2m(1,2 – х) = 320 – 2 * 10(1,2 – 0) = 296 мм

наибольший диаметр колеса

dam2<da2 + 6m / z1 + 2

dam = 340 + (6 * 10) / (2 + 2) = 355 мм

ширина венца в = 0,355ап = 0,355 * 200 = 71 мм

Радиусы закруглений зубьев

Ra = 0,5d1 – m = 0,5 * 80 – 10 = 30 мм

Rf = 0,5d1 + l,2m = 0,5 * 80 + l,2 * 10 = 52 мм

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 28

sinδ = e2 / (da1 – 0,5т) = 71 / (100 – 0,5 – 10) = 0,7474

Угол 2δ определяется точками пересечения дуги окружности d' = da1 – 0,5m с контуром венца колеса и может быть равным 90 . 120°.

Проверочный расчет.

Определяем к.п.д. червячной передачи:

η = tgy / tg(γ ± φ)

где γ — делительный угол подъема витков червяка γ = 13099°

φ — угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

vs = uf ω = d1 / 2cosγ * 103

по табл. 4.9. ( )

иf = 16 d1 = 80 мм

ω2 = ω1(2 * 16) = 151,2 / (2 * 16) = 4,7c-1

ω2 – угловая скорость червячн. колеса

vs = (16 * 80 * 4,7) / (2cos11,3099 * 103) = 3,07м/с

по табл. φ = 1° 30’’ .2° 00''

принимаем φ = 2° 00''

η = tg11,3099 / tg(11,3099° + 2000'') = 0,81

Проверка контактных напряжений зубьев колеса:

σн н/мм3

σн = 340 √Ft2 / (d1d2) * k ≤ [σ]н

где Ft2 = 2T2 * 10 / d — окружная сила на колесе, Н

Ft2 = (2T2 * 103) / 320 = 5356,25 H

k — коэф. принимается в зависимости от окружной скорости колеса

V2 = (ω2d2) / (2 * 103) = (4,7 * 320) / (2 * 103) = 0,752 м/с

При v2 ≤ 3 м/с k = l

σн = 340 √5356,25 / (80 * 320) = 155,5 Н/мм2 < [σ]н = 215,25Н/мм

2.4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов: ведомого (вал червячного колеса) Tk2 = T2 = 891 * 103 H мм

ведущего (червяка)

Tk1 = T = T2 / u η = 891 * 103 / 16 * 0,81 = 69,7 * 103 Hмм

Витки червяка выполнены за одно с валом.

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при [τ]k = 25 МПа

d = 8 * 3√Tk1

d = 8 * 3√69,74 = 32,92 мм

После округ. принимаем с1 = 34 мм

Диаметр dП = d + 2tцил = 34 + 2 * 3,5 = 41 мм

Принимаем dП = 45 мм

Диаметр буртика dБП = dП + 3r = 45 + 3 * 2,5 = 50 мм.

Длина посадочного конца вала:

LМБ = 1,5d = 1,5 * 34 = 51 мм.

Округл. до LМБ = 52 мм.

Длина промежуточного участка:

LКБ = 2dn = 2 * 45 = 90 мм

Диаметры и длины участков вала колеса d = 6√891 = 56 мм

Длина цилинд. участка

Lц = 0,15d = 0,15 * 56 = 8,4 мм

принимаем равным 8

Диаметр dП = d + 2tk = 56 + 2 * 2,5 = 61 мм

Принимаем dП = 60 мм

Диаметр буртика

dБП = dП + 3r = 60 + 3 * 3,5 = 70,5 мм

Принимаем dБП = 72 мм

Диаметр dk принимаем равным dБП, т. е. dk = 72 мм

Длина ступицы колеса lcm = dk = 72 мм

Длина посадочного конца вала

lМТ = 1,5d = l,5 * 56 = 84 мм

Длина промежуточного участка