- •1 Подбор электродвигателя
- •1.1 Определение кпд привода и подбор электродвигателя
- •1.2 Распределение частот вращения и крутящих моментов на валах
- •2 Расчет передач привода
- •2.1.3 Определение допускаемых изгибных напряжений
- •2.1.4 Геометрический расчет
- •2.1.5 Проверка зубьев на выносливость по контактным
- •2.1.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
- •2.2 Расчет клиноременной передачи
- •3 Ориентировочный расчет валов
- •3.1 Расчет ведущего вала
- •3.2 Расчет ведомого вала
- •4 Выбор способа и типа смазки подшипников и передач
- •5 Эскизная компоновка редуктора
- •5.1 Расчет элементов корпуса
- •5.2 Расчет винтовых и штифтовых соединений
- •5.3 Крышки подшипников
- •5.4 Выбор уплотнений
- •6 Предварительный расчет валов
- •6.1 Расчет ведущего вала
- •6.2 Расчет ведомого вала
- •7 Подбор и расчет подшипников качения
- •7.1 Расчет подшипников ведущего вала
- •7.2 Расчет подшипников ведомого вала
- •8 Проверочный расчет валов
- •8.1 Расчет ведущего вала
- •8.2 Расчет ведомого вала
- •9 Подбор и расчет шпоночных соединений
- •10 Допуски и посадки для сопряженных деталей
- •Список использованной литературы
2.1.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Зубья колёс проверяют на выносливость по напряжениям изгиба по формулам:
(2.34)
, (2.35)
где - коэффициент формы зуба шестерни [2, 38];
- коэффициент формы зуба колеса [2, 38].
- окружное усилие в зацеплении, Н:
(Н); (2.36)
- коэффициент расчётной нагрузки:
. (2.37)
где:
, (2.38)
;
Получаем:
(МПа) (2.39)
и
(МПа) (2.40)
Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса не превышают допустимых: F1 = 143.5 МПа < [F1] = 302 МПа и F2 = 132 МПа < [F2] = 262 МПа.
2.2 Расчет клиноременной передачи
Выбираем профиль ремня B (рисунок 3) [7, с.9]:
bo
Рисунок 3 – Профиль ремня
Параметры ремня по рисунку 3:
h = 10,5 мм – высоты ремня;
bo = 17 мм – ширина ремня;
d1min = 125 мм – минимальный средний диаметр шкива [7, с.7];
А = 138 мм2 – площадь поперечного сечения ремня.
Расчётный диаметр меньшего шкива: d1 = 125 мм ≥ d1 min = 125 мм [7, с.9].
Выбираем диаметр большого шкива:
d2 = d2∙uкр∙(1 - ε) = 125∙3.15∙(1 – 0.01) = 389.8125 (мм), (2.41)
где ε = 0.01…0.02 – коэффициент относительного проскальзывания.
Принимаем d2 = 400 мм. [7, с.10].
Уточним передаточное отношение:
(2.42)
Межосевого расстояния а:
amax = 1.5∙(d1 + d2) = 1.5∙(125 + 400) = 787.5 (мм); (2.43)
amin = 0.6∙(d1 + d2) = 0.6∙(125 + 400) = 315 (мм); (2.44)
принимаем а = 600 мм из условия, чтобы между двигателем и редуктором разместить натяжное устройство (винт с упором на раме).
Определяем длину ремня:
(мм), (2.45)
принимаем стандартную длину ремня: L = 2000 мм [7, с.11].
Уточним межосевое расстояние:
(мм) (2.46)
Определяем угол обхвата на меньшем шкиве:
, (2.47)
α = 152° > [α] = 120°.
Косвенно проверяем долговечность ремня по частоте пробега точки ремня мимо меньшего шкива:
(с-1) (2.48)
где м/с – окружная скорость ремня.
ν = 9.62 с-1 < [ν] = 10 с-1 [7, с.10], следовательно, долговечность ремня обеспечивается.
Проведем расчет на тяговую способность передачи. Расчет заключается в определении требуемого числа клиновых ремней для обеспечения нормальной работоспособности передачи:
(2.49)
где T1 = 54.5 Н∙м – крутящий момент на малом шкиве (п. 1);
d1 = 125∙10-3 м – диаметр малого шкива;
[K0] = 1.35 – допускаемое полезное приведенное напряжение в ремне [7, с.11];
Cp = 1 - коэффициент динамичности нагрузки при спокойной нагрузке;
CL = 0.95 - коэффициент влияния длины ремня;
Cα = 0.91 - коэффициент влияния угла обхвата на тяговую способность при 152°;
Cz = 0.85 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между ремнями в комплекте при количестве ремней более 6 [7, с.13];
А = 138 мм2 – площадь поперечного сечения ремня.
Принимаем z = 7, что меньше допустимого количества ремней для клиноременной передачи [z] = 8.
Ориентированная долговечность ремня:
(ч), (2.50)
где Lh = 2000 ч – ресурс наработки при среднем режиме нагрузки ремня;
K1 - коэффициент режима нагруженния. При Ср = 1 K1 = 2.5 [7, с.14];
K2 - коэффициент климатических условий. K2 = 1 для центральных зон.