Расчет гибкой связи.
В зависимости от вращающего момента выбираем сечение ремня и диаметр меньшего шкива d1min. d1min=80 мм. Сечение – Л. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять шкивы с диаметром d1> d1min из стандартного ряда. d1=100 мм.
Определяем диаметр большего шкива. Uр=2.6 , ε=0,02 – коэффициент относительного скольжения.
мм.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного d2=250 мм.
Уточняем передаточное отношение и проверяем его отклонение от заданного (не должно превышать 3%).
Определяем скорость ремня.
м/с.
Где [V] – допускаемая скорость м/с, [V]=40 м/с.
Ориентировочно назначаем межосевое расстояние, принимая во внимание, что
где h – высота сечения ремня h=4,85 мм. ([2]таблица 2.3)
Принимаем значение межосевого расстояния равным: а=900 мм.
Определяем длину ремня.
Значение
L
округляем до ближайшего стандартного
L=2240
мм
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длинне.
где
мм
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1, град. Угол α1 должен быть ≥120º.
Определим частоту пробега ремня λ, 1/с.
где [λ] – допускаемая частота пробега ремня, равная [λ]=15 с-1.
Определяем допускаемую мощность, передаваемую поликлиновым ремнем с десятью ребрами [Р] кВт.
где [Р0] – допускаема приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью ребрами [Р0]=15 кВт ([2] таб. 2.6) . Сα, Ср, Сl - поправочные коэффициенты. ([2] таб. 1.6, 2.7, 2.8).
Сα=0,95 , Ср=1, Сl=1
Определим число ребер поликлинового ремня.
где Рном – номинальная мощность двигателя кВт.
Рекомендуемое число ребер 4…20 поэтому Z=4
Определяем силу предварительного натяжения ремня F0, Н
Определяем окружную силу передаваемую ремнем Ft, Н
Определяем силу давления на вал Fв , Н
Расчет передач.
Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс.
Сталь в настоящее
время – основной материал для изготовления
зубчатых колёс. В условиях индивидуального
и мелкосерийного производства,
предусмотренного техническими заданиями,
применяют зубчатые колёса с твёрдостью
материала
.
При этом обеспечивается чистовое
нарезание зубьев после термообработки,
высокая точность изготовления и хорошая
прирабатываемость зубьев.
Для равномерного
изнашивания зубьев и лучшей их
прирабатываемости твёрдость шестерни
назначается больше твёрдости колеса
.
Рекомендуемый выбор материала, термообработки и твёрдости зубчатой пары приводятся в табл. 3.1, а механические свойства сталей–в табл. 3.2.
Выбираем материал
стали 40Х-для колес и шестерен цилиндрической
косозубой передачи с улучшенной
термообработкой, с твердостью 210
для колеса и 250
для шестерни. И материал стали 40Х-для
колес и шестерен цилиндрической шевронной
передачи с улучшенной термообработкой,
с твердостью 210 НВ для колеса и 250 НВ для
шестерни.
Определяем
допускаемые контактные напряжения
,
.
Допускаемые
контактные напряжения при расчетах на
прочность определяются отдельно для
зубьев шестерни
и колеса
.
Определим коэффициент
долговечности
:
,
где
-число
циклов перемены напряжений, соответствующее
пределу выносливости (табл. 3.3);
млн.
циклов,
млн. циклов,
млн. циклов,
млн. циклов.
-число
циклов перемены напряжений за весь срок
службы,
,
где
-угловая
скорость соответствующего вала
-
срок службы привода,
ч.
Так как
,
то принимаем
Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
Определяем
допускаемые напряжения изгиба
.
Проверочный расчет
зубчатых передач на изгиб выполняется
отдельно для зубьев шестерни и колеса
по допускаемым напряжениям изгиба
и
,
которые определяются в следующем
порядке:
,-
коэффициент долговечности
определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:
расчет модуля
зацепления выполняется по менее прочным
зубьям:
Н/мм2.