Рассчитываем мощность на ведущем шкиве:
Рассчитываем мощность на входном валу редуктора (на ведомом шкиве):
кВт;
Рассчитываем мощность на промежуточном валу редуктора:
кВт;
Рассчитываем мощность на выходном валу редуктора:
кВт;
Проверка: 
2=2
Угловые скорости валов привода
рад/с
Крутящие моменты на валах привода
Производим ориентировочный расчет валов редуктора
Диаметр выходного конца входного вала редуктора (диаметр под ведомым шкивом):
= 
=15,8 мм;
где 
;
Принимаем 
мм.
Диаметр промежуточного вала:
мм;
где 
.
Принимаем 
мм.
Диаметр выходного вала под муфтой:
мм;
где .
Принимаем 
мм.
Расчет ременной передачи
ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Тип передачи – плоскоременная;
– мощность на ведущем шкиве;
– частота вращения ведущего шкива;
– передаточное число ременной передачи;
PP=ВТ – режим работы передачи, условия тяжелые;
- угол наклона передачи к горизонту;
– допускаемая частота пробегов ремня в единицу времени.
ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТАМ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
– плотность материала ремня;
E=80 Mпа – приведенный модуль продольной упругости материала ремня;
– напряжение от предварительного напряжения ремня;
– допускаемое напряжение растяжения ремня.
Определяем геометрические размеры передачи, согласовывая их со стандартами
– диаметр малого шкива
;
Принимаем по ГОСТ 
=100 мм;
– диаметр большего шкива
;
Принимаем по ГОСТ 
=180 мм;
Межосевое расстояние предварительное:
;
;
Длина ремня 
;
= 
;
= 
1005 мм;
Принимаем =1005 мм.
Межосевое расстояние уточненное:
Толщина ремня 
Определяем угол обхвата малого шкива
Определяем скорость ремня
м/с < 25 м/с.
Определяем допускаемое полезное напряжение в ремне
Определяем габариты плоского ремня
Выполняем проверочные расчеты прочности ремней для плоского ремня
Проверяем условную долговечность ремней
;
= 
=12,6 
<15 с-1;
Определяем нагрузку на вал и действительное передаточное число ременной передачи
;
Расчет цилиндрической передачи
Тихоходная ступень
  |
Рис 3.1 Расчетная схема цилиндрической передачи
ПОЯСНЕНИЯ К РАСЧЕТНЫМ ДАННЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ:
=2 кВт – мощность на колесе цилиндрической передачи;
=90 
- частота вращения колеса;
- передаточное число передачи;
– угол наклона зубьев;
час – срок службы передачи;
– режим работы передачи, приведенный к стандартному.
материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса – ТВЧ, с твердостью HRC 45, шестерни – закалка ТВЧ, с твердостью HRC 47;
Определяем допускаемые контактные напряжения (по формуле 3.9 [1])
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл. 3.2 [1])
Число циклов напряжений для шестерни и колеса
; 
Определяем коэффициент долговечности по формуле стр. 33 [1]
Коэффициент безопасности при закалка ТВЧ [SH]=1.2
Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса
Коэффициент нагрузки для несимметричного расположения зубчатых колес относительно опор при повышенной твердости зубьев по таб. 3.1 [1] примем 
(см. табл. 3.1 [1]).
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию 
(см. с. 36 [1]).
Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей зубьев (см. формулу 3.7 [1]).
мм;
Принимаем по ГОСТ 2185–66 (см. с. 36 [1]) 
мм
Нормальный модуль зацепления
Принимаем по ГОСТ 9563–60 (см. с. 36 [1]) 
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 10˚ и определяем числа зубьев шестерни и колеса:
Уточняем значение угла β:
.
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
;
,
проверка: 
.
Диаметры вершин зубьев:
;
,
диаметры впадин:
;
.
Ширина колеса:
.
Ширина шестерни:
.
Окружная скорость колеса тихоходной ступени:
.
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.
Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
.
По табл. 3.5 [1] при 
, консольном расположении колес и твердости НВ>350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, 
.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, 
(см. табл. 3,4 [1]).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при 
(см. таб. 3.6 [1]).
Таким образом, 
Проверяем контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:
Недогрузка 
%>5%
Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:
окружная:
Определим тип используемых подшипников:
;
следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм. 3.25 [1]:
Коэффициент нагрузки 
По табл. 3.7 [1] при 
, несимметричном расположение колес, относительно опор и твердости НВ>350, значения 
.
По табл. 3.8 при твердости НВ>350, скорости 
и 8-й степени точности 
.Итак 
.
YF – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни 
для колеса 
При этом YF3 =4,153 и YF4 =3,61 см. с. 42 [1].
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
По табл. 3.9 [1] для стали 40Х ТВЧ при твердости НRC48 и HRC45 
, для шестерни и колеса. Коэффициент запаса прочности [sF]=1.8.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни и колеса 
Для шестерни отношение 
;
для колеса 
.
Дальнейший расчет ведем для зубьев шетерни, так как полученное отношение для него меньше.
Коэффициент Yβ учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми (см. пояснение к формуле 3.25 [1]):
.
Коэффициент КFα учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354–75,
где εα =1,5 – коэффициент торцового перекрытия и n=8 – степень точности зубчатых колес (см. формулу 3.5 [1] и пояснения к ней).
Проверяем зуб шестерни по формуле 3.5 [1]:
Расчет конической передачи
Рис. 4.1 Расчетная схема конической передачи
Дата: 2019-12-22, просмотров: 308.
