Проект привода цепного конвейера мебельного цеха. Определение передаточного отношения. Выбор материала и расчет на контакт и изгиб, страница 3

Рассчитываем допускаемое  напряжение изгиба [σ]_F ,  Н/мм².

      [σ]_Fi  =K_FLi[σ]_FOi;                                      (2.3)

где [σ]_Fi -допускаемое напряжение на изгибную прочнось, Н/мм².

[σ]_FOi  -допускаемое напряжение изгиба, Н/мм².

K_FLi-коэффициент долговечности.Для зубчатого колеса и шестерни  K_FLi  равным 1, как для длительно работающих передач.

   [σ]_FОi=1,03*НВ_iср;                                   (2.4)

Для шестерни:

[σ]_FO1=1,03*271=279,13 Н/мм²,

  [σ]_Fi  =279,13*1=279,13Н/мм², 

Для колеса:

[σ]_FO2=1,03*193,3=199,3 Н/мм²,

  [σ]_F2  =199,3*1=199.3Н/мм², 

Расчет ведется по наимньши напряжениям:

[σ]_H2=415,3, Н/мм²

[σ]_F2=199.3Н/мм²

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.2. Проектный расчет

2.2.1. Межосевое растояние

1) .Определяем межосевое расстояние  a_w,мм :

                   

а_w = K_a (u+1),                      (2.5)

где K_a- вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а=43;

- коэффициент ширины венца колеса равный 0,28…0,36;

u – передаточное число редуктора;

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора;

[σ]_H2 – допускаемое контактное  напряжение  колеса;

- коэфафициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев; =1; 

 

a_w=  мм;

Округляем до стандартного значения 250 мм;

2.2.2 Модуль передачи

m = (0,01-0,02)* a_w                                                        (2.6)

m = (0.01-0.02)* 250;

Из стандартного ряда примаем m =3мм.

                                 2.2.3. Определение  числа зубьев

Определение суммарного числа зубьев:

=;                                             (2.7)

_=;

 

=167

 

Определяем число зубьев колес;

Z₁= /1+u;                                                 (2.8)

Z₂=- Z₁;                                                  (2.9)

где Z₁-число зубьев шестерни.

Z₂-число зубьев колеса.

Z₁=167/(1+5)=28;

Z₂=167-28=139;

2.2.4. Размеры зубчатых колес

а) определяем делительные диаметры зубчатых колес

d_i= m*Z_i                                                                    (2.10)

d₁=3*28=84 мм;

d₂ = 3*139=417 мм.

б) диаметры выступов;

d_ai=d_i+2m;                                          (2.11)

                                                                                                d_a1=84+2*3=90 мм;

d_a2=417+2*3=423 мм;

в) Диаметры впадин зубьев;

d_fi=d_i-2,5m;                                       (2.12)

d_f1=84-2,5*3=76.5 мм;

d_f2=417-2,5*3=409,5 мм;

г) Толщина зуба;

в₄=*a_w;                                                                      (2.13) 

                                                                                                                                             в₄=0,25*240=63мм

в₃=72+8=67 мм

2.3.  Проверочный расчет на контакт

Проверяем на  контактное напряжения  σ_H Н/мм²:

σ_Н=435 [σ]_Н,                                (2.14)

где  F_t- окружная сила в зацеплении.

-коэффициент динамической нагрузки. ;

- коэффициет,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба.

F_t=                                              (2.15)

3741 Н;

σ_Н=436 Н/мм²;

Условие прочности на контактные напряжения;

σ_Н [σ]_Н2,                                          (2.16)

407,02415,3

Проверяем процент отклонения:

Условие прочности на контакт выполняется.

2.4.Проверочный расчет на изгиб

                            (2.17)

где, m- модуль зацепления, мм;

b₂-толщина зуба, мм;

F_t- окружная сила в зацеплении, Н;

Y_F2- коэффициент формы  шестерни и колеса;  Y_F2=3,

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.=1,14;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от  окружной скорости колес и степени точности передач. =1,4;

Н/мм²;

Условие прочности на изгиб.

                                                (2.18)

;

Условие прочности на изгиб выполняется

3.Расчет ременной передачи

3.1.Проектный расчет

1) Выбираем тип ремня. Для мощности Р=3.28кВт при v=м/с рекомендуется типы А и Б (таблица 2.3.1.). Принимаем тип Б, для которого диаметр ведущего шкива должен быть D_min=180мм (таблица 2.3.3).