Кинематический расчет. Выбор электродвигателя. Расчет ременной передачи, страница 2

F = 2* F₀*sin(α₁^°/2) = 2*517.49 *sin(150.11/2) = 999.71Н – сила, нагружающая валы передачи

σ_v = 10^-6*ρ* ν² = 10^-6*1200*10.62² = 0.14 МПа

σ_t = F_t/3*2A = 517.49 /(4*2*11*8) = 0.735 МПа, где А= B_p* H_p – площадь поперечного сечения ремня

σ_о = F₀/4*A = 517.49 /(4*8*11) = 1.47МПа

σ_u = 2*E*H/d₁ = 2*100*3.3/140 = 4.71МПа, где Е = 100МПа – модуль Юнга

σ_max = σ_о + σ_v + σ_t + σ_u = 1.47+0.14+0.735+4.71 = 7.059 МПа

2.15. Ресурс ременной передачи:

z_m = 2 , u = 6.64c^-1

L_n = =

3.Расчет редуктора.

Ориентировочно диаметры валов определяют из расчета только на кручение при косвенном учете действия изгиба за счет понижения допускаемых напряжений:  ;

Произведем расчет валов редуктора из условия их кручения:

d₁ ≥ = = 30,4 мм, [τ]_кр¹=15МПа – допускаемые напряжения кручения 1 вала.

d₂ ≥ = = 47,1 мм, [τ]_кр² =20 МПа - допускаемое напряжение кручения 2 вала.

d₃ ≥ = = 66.79 мм, [τ]_кр³ = 20МПа – допускаемое напряжение кручения 3 вала.

Подберем стандартные валы под размер подшипников качения: ([1],стр. 108)

	d	D	B
1	35	80	21
2	50	110	27
3	70	150	35

d₁ = 30,4мм →35мм

d₂ = 47,1мм →50мм

d₃ = 67,01мм →70мм

Рассчитаем минимальное межосевое расстояние в передаче:

a_min = (D₂+D₃)/2 + 50 = (110+150)/2 + 50 = 180мм.

a_mах = (D₂+D₃)/2 + 60 = (110+150)/2 + 60 = 190мм.

3.1. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

3.1.1.Исходные данные:                                                   

T₃ = 902868,07 Н*мм – крутящий момент на колесе

n₁ = 149,87 мин^-1 – частота вращения шестерни

u = 3 – передаточное отношение

a_min =180 мм – минимальное межосевое расстояние

a_mах =190 мм – максимальное  межосевое расстояние

3.1.2. Задаем число зубьев шестерни z₁ = 20 и определяем число зубьев колеса: z₂ = z₁*u = 20*3 = 60

3.1.3. Определяем модуль зацепления: m = 2*a_min/(z₁+ z₂) = =2*180/60=4.5мм,  m = 2*a_mах/(z₁+ z₂) = 2*180/60 = 4.75мм     

Полученное значение округляем до стандартного: m=4.5

([2], с.18,табл. 14)

3.1.4.Уточняем межосевое расстояние: a_w = m*(z₁+z₂)/2 = 4.5*60/2 = 180 мм

3.1.5.Определяем диаметры колес:

d₁= m*z₁= 4.5*20= 90мм.,

d₂= m*z₂= 4.5*40= 270мм – делительные диаметры шестерни и колеса;

d_a1= d₁+2m= 90+2*4.5= 99мм.,

d_a2= d₂+2m= 270+2*4.5= 279мм – диаметры вершин шестерни и колеса;

d_f1= d₁-2.5m= 90-2.5*4.5=78,75мм.,

d_f2= d₂-2.5m= 270-2.5*4.5= 258,75мм – диаметры впадин шестерни и колеса;

3.1.6. Определяем ширину колеса: b = ψ_ba*a_w = 0.3*180 =54мм, где  ψ_ba=0.2…0.4 – относительная ширина передачи ([2], стр.16). Подберем нормальные линейные размеры, при условии, что ширина шестерни больше на 2-3 мм  ширины колеса: b₂=56мм, b₁=60мм. [с.283]

3.1.7.Подсчитаем окружную скорость в зацеплении: v = π*d₁*n₁/(60*10³) = =π*90*149,73/(60*10³) = 0,71м/с.

3.1.8. Найдем значение коэффициентов K_HV, K_HB и K_H= K_HV*K_HB.                K_HV = 1.06 (Степень точности 9, твердость ≤350HB)

([1], стр.52,табл. 4.2.7)

K_HB = 1.12 (Схема закрепления 5, твердость ≤350HB,

ψ_bd=b₁/d₁=56/90 =0.62) ([2]стр.52,рис. 4.2.3.);

K_H = 1.06*1.12 = 1.19

3.1.9.Произведем расчет контактных напряжений:         

σ_H== = 709 МПа

3.1.10. Рассчитаем твердости и подберем материалы зубчатых колес:
σ_Hlimb = σ_H*S_H = 709*1.1 = 779,9МПа – максимально-допускаемые напряжения, S_H = 1.1 – коэффициент безопасности (для случая объемной закалки) ([2],стр.13,табл. 11].

Твердость колеса: HRC₂ = (σ_Hlimb – 150)/18 = 35, что соответствует HB₂=325 ([2], стр.12, рис. 3).При такой твердости разницы между материалами шестерни и колеса можно не делать. ([2],стр.11, табл.7)

	Твердть,HB	Твердость,HRC	Марка стали
Шестерня	360	42	Ст.40
Колесо	335	35	Ст.35