Проектирование привода общего назначения (стр. 3 из 10)

(2.14)

Окружную скорость колёс и степень точности передачи определим по формуле (2.15):

(2.15)

где

- угловая скорость ведущего вала редуктора, = 38,25рад/с;

- делительный диаметр ведущего вала, = 120,37мм.

При такой скорости колёс следует принять 8 степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки определим по формуле (2.16):

(2.16

где

- коэффициент, в соответствии с данными в таблице 3.5. [1] при 0,87, твердости HB 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи

- коэффициент в соответствии с таблицей 3.4. [1] при v=2,3м/cи 8 степени точности

KHv - коэффициент в соответствии с таблицей 3.6 [1] для косозубых колёс при

имеем KHv= 1,0

Проведем проверку контактных напряжений по формуле (2.17):

< 410МПа (2,17)

где aw - межосевое расстояние, aw =250мм;

- вращающий момент на ведомом валу, =1019,53 ;

- коэффициент нагрузки, =1,18;

иред - передаточное число редуктора, иред =3,15;

- ширина зубчатого колеса, =100мм;

Условие прочности выполнено.

Определим силы, действующие в зацеплении: окружную силу определим по формуле (2.18):

(2.18)

где

- вращающий момент на ведомом валу, ;

- делительный диаметр колеса, =385,63мм. радиальную по формуле (2. 19):

(2. 19)

где

- тангенс угла зацепления, tg=0,36

cos

- косинус угла наклона зубьев, cos =0,972.

осевую по формуле (2. 20):

(2. 20)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (2.21):

(2.21)

где

- коэффициент нагрузки, равный . По таблице 3.7 [1] при =0,87,

HB

350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор по таблице 3.8 [1] =1,1. Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа

зубьев

:

у шестерни

у колеса

в соответствии таблицей на с.42 [1] коэффициент, учитывающий форму зуба равен:

=3,70 и =3,60

Допускаемое напряжение по формуле (2.22):

(2.22)

где

- предел выносливости при отнулевом цикле в соответствии с таблицей 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твёрдости HB 350 =1,8НВ:

для шестерни

;

для колеса

- коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями на с.42 [1] равен:

Допускаемые напряжения:

для шестерни

;

для колеса

.

Находим отношения:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, у которого найденное отношение меньше. Определим коэффициент компенсации погрешности Y^ и коэффициент неравномерности

распределения нагрузки между зубьями

.

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия

=1,5 и 8 степени точности в соответствии с рекомендациями на с.47 [1] =0,92

Проверяем выносливость зуба колеса по формуле (2.21):

< 206МПа

Условие выносливости выполнено.

3. РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчёта:

передаваемая мощность: Pтр =12,38кВт;

частота вращения ведущего шкива: пдв =731,3об/мин;

передаточное число ременной передачи:

=2,0;

скольжение ремня:

=0,01.

По номограмме на рисунке 7.3 [1] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива

пдв =731,3 об/мин и передаваемой мощности P=Pтр =12,38 кВт принимаем сечение клинового

ремня Б.

Диаметр меньшего шкива определим но формуле (3.1):

(3.1)

где Тдв - вращающий момент на валу двигателя, Тдв =

.

Согласно таблице 7.8 [1] с учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения В не должен быть менее 200 мм принимаем

=200мм

Диаметр большего шкива определим по формуле (3.2):

(3.2)

где ирем - передаточное число ременной передачи, ирем = 2,0.

Принимаем d2 =400мм

Уточняем передаточное число по формуле (3.3):

(3.3)

При этом угловая скорость вала будет равна по формуле (3.4):

(3.4)

где

- см. формулу (1.6);

ирем - см. формулу (3.3).

Расхождение угловой скорости, которая была получена по первоначальному расчёту, равно:

,

что меньше допустимого, равного 3%. Следовательно,