Расчет привода с учетом критериев работоспособности и расчета зубчатых передач, страница 3

Z_M- Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес, для стальных колес Z_M=275 МПа^1/2.

Z_E- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии.

E_α- коэффициент торцевого перекрытия зубьев.

q_Ht- удельная расчетная окружная сила.

К_Нα- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между отдельными зубьями, для прямозубых передач К_Нα=1.

К_НV- коэффициент динамической нагрузки, который зависит от твердости материала колес, их скорости и степени точности изготовления.

3.Проверка зубьев на изгибную прочность

σ_F=

Y_F=3.6

Y_β=

Y_Ɛ=1/(0,95*Ɛ_α)=0,61;

q_Ft=

q_Ft= Н/мм, принимаем 70

σ_F=  МПа

Y_F- коэффициент формы зуба, зависит от числа зубьев колес прямозубой передачи.

Y_E- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

q_Ft- удельная расчетная окружная сила изгиба

Плоскоременная  передача.

Выбераем тип ремня

Тип ремня :

-кордшнуровый ремень  V≤35м/с

Диаметр:

D₁≥70δ                                   δ=3

D₁=210

D₁=224                                   i=5       q₀=6,5

Скорость ремня:

V= м/c;

V=11,19 м/c;

Диаметр ведомого шкива:

D₂=u*D₁(1-Ɛ) мм;

D₂=557мм принимаем 560мм;

Передаточное отношение:

u_ф==2,51

a=3*D₁=672 мм;

Длина ремня :

L_p=2a++, мм

L_p=2797,09мм;

Долговечность ремня:

V==3,9*10^-3 <[V]

Уточненное межосевое расстояние:

a=[2L_p-π(D₂+D₁)+]

a=697,23;

Угол обхвата:

d₁=180-57

d₁=152,77 град, =153 > [α]=150

[q]=, H/мм

[q]=5,43 H/мм;

Размеры поперечного сечения ремня:

b≥=49,32       b=50мм;

F_t==267,85 H;

Сила давления на валы и опоры :

Выбираю автоматическое регулирование

Q=2F₀*sin(a₁/2),H

Q=2*300sin(153/2)=583,42H

F_o=Ϭ₀*δ*b=2*3*50=300H;

2.Ориентировочный расчет валов:

Определяем диаметр конца вала, принимаем [τ]=25 МПа

d_k1=

d_k1= мм Принимаем 28.

d_k2=

d_k2= мм Принимаем 42.

Конструктивно назначаем и округляем по ГОСТ-у диаметры остальных валов

Входной вал: d₁=21мм; d_y=24мм; d_n= 25 мм; d_з.к=28 мм; d_б=30 мм

Выходной вал: d₂=32 мм; d_y=34 мм; d_n=35 мм; d_з.к=38 мм; d_б=40 мм

По найденному диаметру под подшипник подбираем подшипники, так как F_a=0 выбираем радиальные подшипники. По диаметру подходят шарикоподшипники радиальные однорядные

№	dn	Д	В	С0	С	r
307	35	80	21	18	33.2	2,5
310	50	110	27	35,6	61.8	3,0

Проверочный расчет на статическую прочность

1.Расчитываем реакции опор в точках А и В

∑M_B=R_ax*l₁+F_r1*l₁/2+Q*l₂=0

R_ax=

R_ax==-741Н;

∑М_А=-Q(l₂-l₁)-R_Bx*l₁+F_r1*l₁/2=0

R_Bx=

R_Bx=599H

2.Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала

0

z₁=0;  M_1x=0 Нм

z₁=0.05;  M_1y=-37,08  Нм

z₂=0;  М_2y=-37,25 Нм

z₂=0.05;   М_2y=-37,05 Нм

Z₃=0;   М_3y=0  Нм

Z₃=0.08;   М_3y=-37,8 Нм

∑M_B=R_AY*l₁-F_t1*l₁/2=0

∑M_A=R_BY*l- F_t1*l₁/2=0

R_AY= R_BY==1007H

0

z₁=0;  M_1x=0 Нм

z₁=0.05;  M_1x=50,35Нм

z₂=0;  М_2y=0Нм

z₂=0.05;   М_2y=50,35Нм

M_u=

 M_u1=0

M_u2=62,5Hм

М_u3=37,8 Hм  

M_u4=0

M_экв=  ==95,7 Hм

D_ш≥=26,7мм

Вывод: меняем подшипник 307 на 305.

1.Расчитываем реакции опор в точках А и В

∑М_B=R_ax*l-F_r2*l/2=0

∑M_A=R_Bx*l-F_r2*l/2=0

R_ax=R_Bx==362,5 H

M_y1= R_Ax*z₁

z₁=0;   M_y1=0 Нм

z₁=0.052;   M_y1=18,85 Нм

 

M_y2= R_By*z₂

z₂=0;    M_y2=0  Нм

z₂=0.056;   M_y2=18,85 Нм

∑M_B=-R_ay*l-F_t2*l/2=0

∑M_A=-R_By*l-F_t2*l/2=0

R_ay= R_By==1007H

M_x1=- R_Ay*z₁

Z₁=0;   M_y1=0 Нм

Z₁=0.052;   M_y1=52,4  Нм

M_x2= -R_By*z₂

Z₂=0;   M_y2=0 Нм

Z₂=0.052;   M_y2=52,4Нм

M_u1=0

M_u2==55,7 Нм

M_u3=0

M_u4==286,6 Нм

dз.к==38,5мм

Вывод: меняем подшипник 310 на 307.

Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность .

Условия прочности

n=≥[n]

n-коэффициент запаса прочности в опасном сечении ;