Проектирование привода (стр. 3 из 6)

Для определения

найдем коэффициент ширины венца по диаметру

По значению

определим методом линейной интерполяции (табл. 9.1 [1]), тогда

.

Динамический коэффициент K_HV=1,1 определим методом линейной интерполяции (табл. 10.1. [1])

Окончательно найдем

Проверка изгибист прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при х_j= 0

где

- эквивалентное число зубьев

;

;

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

Коэффициент нагрузки при изгибе

.

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

Тогда

Напряжение изгиба в зубьях колеса

3.6 Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Распорная сила

Осевая сила

4. Расчет клиноременной передачи

4.1 Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ =214,5 Нм

Частота вращения ведущего шкива n₁ =975 мин

Передаточное число ременной передачиu= 2

Характер нагрузки переменная

4.2 Расчет параметров передачи

Выбор ремня

По величине крутящего момента Т₁ выбираем ремень С нормального сечения (табл. 1.3 [1]). Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d_1min= 200 мм, ширина нейтрального слоя b_р = 19 мм, площадь поперечного сечения одного ремня А = 230 мм², масса 1 погонного метра q_m= 0,3 кг/м (табл. 1.3 [1]).

Определение геометрических размеров передачи.

Диаметр ведущего шкива

Округляем d₁до ближайшего стандартного значения d₁ = 250 мм.

Диаметр ведомого шкива

Округляем d₂до ближайшего стандартного значения d₂ = 500 мм.

Межосевое расстояние и длина ремня.

Предварительное значение межосевого расстояния

Для определения длины ремня используем зависимость

Округляем Lдо стандартного значения L=3550 мм.

Принятое |значение Lудовлетворяет ограничениям L_min≤L≤L_max(табл. 1.3 [1]).

Уточняем межосевое расстояние по формуле

,

где

Окончательно получим

Угол обхвата на ведущем шкиве

Скорость ремня

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Допускаемое полезное напряжение

,

где у_t0 - приведенное полезное напряжение; С_а - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

С_р - коэффициент режима работы,

Здесь n_c= 2 - число смен работы передачи в течение суток; С_n=0,85 - коэффициент нагружения при переменной нагрузке.

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

где С_и - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

В результате расчета получим

Число ремней

Зададимся начальным значением Z=3 и по табл. 3.3 выберем С_z=0,95. Определим расчетное число ремней

Полученное значение Z' округлим до ближайшего большего целого числа Z=5. Для этого числа ремней С_z= 0,9 (табл. 3.3). Подставим С_z- в формулу для Z' и в результате расчета получим Z' = 4,39 Поскольку Z’<Z, окончательно примем Z= 5.

Сила предварительного натяжения одного ремня

Сила, действующая на валы передачи,

5. Проектный расчет валов и выбор подшипников

5.1 Проектный расчет входного вала редуктора

5.1.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

Назначаем материал вала – Сталь 40Х, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: s_Т =640 МПа; s_В =790 МПа;

Приближенно оцениваем диаметр консольного участка вала при [t]=25 МПа:

По стандартному ряду принимаем d_B=45 мм.

5.1.2 Определение диаметров участков вала

Рисунок 2

Диаметры участков вала (рис. 2) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].

d_П = d_B+5…10 = 45+5 = 50 мм,

d_БП = d_П +5…10 = 50+5 = 55 мм.

В качестве опор примем подшипник 210 ГОСТ 8338-75

5.2 Проектный расчет выходного вала редуктора

5.2.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

Назначаем материал вала – Сталь 45, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: s_Т =540 МПа; s_В =780 МПа.

Приближенно оцениваем диаметр консольного участка вала при [t]=25 МПа:

По стандартному ряду принимаем d_B=70 мм.

5.2.2 Определение диаметров участков вала

Рисунок 3

Диаметры участков вала (рис. 3) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].

d_П = d_B+5…10 = 70+10 = 80 мм,

d_БП = d_П +5…10 = 80+10 = 90 мм,;

d_K>d_П, принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда d_K=85 мм;

d_БК = d_K+5…10 = 85+10 = 95 мм

В качестве опор примем подшипник 216 ГОСТ 8338-75

6. Проверочный расчет валов

6.1 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1.1 Исходные данные

Схема нагружения представлена на рисунке 4.

Силы действующие на вал:

- окружная сила

.

- распорная сила

- осевая сила

- сила действия ременной передачи