2.0. Расчет ременной передачи привода.

Исходные данные: передаваемая мощность P=5,9к Вт; частота вращения вала двигателя: n_эд=1425 мин^-1;, передача осуществляется от асинхронного двигателя с короткозамкнутым ротором, пусковая нагрузка состав­ляет не более 120 % от нормальной, режим работы – постоянный. Ременная передача с плоским приводным ремнем. Переда­точное число передачи u_р =3,9

(Методика расчета по [1]стр 74-77,[5])

2.1 Определяем диаметры шкивов (мм):

Диаметр меньшего шкива:

Т₁=39,75Нм – передаваемый крутящий момент.

Принимаем d₁ = 180мм.

Определяем диаметр большего шкива (мм), принимая коэффициент упругого скольжения ε = 0.01:

d₂ = d₁∙u_p∙(1-ε) = 180∙3. 9∙(1-0.01) = 695мм.

По ГОСТ 1284—68 принимаем диаметры шкивов (мм):

d₁ = 180мм., d₂ = 710мм.

2.1.1 Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа составляет менее 5% чт допускается.

2.2 Определяем скорость ремня (м/с):

v = (π∙d₁∙10^-3∙n_эд)/60 =(3.14∙180∙10^-3∙1425)/60=13,4м/с

2.3 Определяем межосевого расстояния:

Принимаем а = 1800 мм.

2.4 Определяем угол обхвата:

2.5 Определяем длину ремня (мм):

Добавляем на сшивку ремня 163мм тогда длина ремня составит l=5,2м.

Натяжение ремня производится перемещением двигателя.

2.6 Проверяем долговечность ремня по число пробегов:

с^-1 –условие выполняется.

2.7 Определяем толщину ремня:

Принимаем прорезиненный ремень типа А-нарезной (допускаемая окружная скорость для которого [v]=20v/c ), с тремя прокладками z=3.

-толщина одной прокладки.

2.8 Определяем допускаемое полезное напряжение σ_fp

σ_fp= σ_fо∙C₀∙ C_p∙ C_α∙ C_v=2,17∙1∙0,9∙0,95∙0,99=1,84МПа.

σ_fо=2.17 – номинальное полезное напряжение из условии

C₀=1-коэффициент, учитывающий расположение передачи к горизонту.

C_p=0,9 – коэффициент, учитывающий режим работы (перегрузка до 120%)

С_α=0,95- коэффициент угла обхвата.

С_υ = 0,99 - коэффициент, учитывающий влияние напряжения от центробежной силы.

2.9 Определяем окружную силу:

2.10 Определяем ширину ремня:

Принимаем ширину ремня по стандарту: В=63мм.

2.11 Определяем силу предварительного натяжения ремня:

σ_о=1,8 – напряжение предварительного напряжения.

2.12Определяем силу действующую на вал:

3.0 Расчет зубчатой цилиндрической передачи

редуктора.

3.1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса:

В виду того, что производство привода предполагается серийным, то для изготовления зубчатых колес редуктора необходимо применять доступные и относительно недорогие материалы. Для шестерни принимаем сталь 50Г улучшенную, твердостью 240НВ, для колеса принимаем сталь 45 нормализованную, твердостью 200НВ. (табл. 5 [1] стр.15)

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете

на выносливость.

Для простоты обозначения величины параметры с индексом «1» присущи шестерне, а с индексом «2» – колесу.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации К_HL=1.

Предел контактной выносливости: Мпа

Тогда:

Допускаемые контактные напряжения, МПа:

МПа

где S_H = 1,1 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой.

Расчетные допускаемые контактные напряжения, МПа:

Для цилиндрических прямозубых колес расчетным напряжением является наименьшее

[σ_Н] = σ_Н1(2)min , т.о. [σ_Н] =427 МПа