3.2 Ориентировочные размеры

Ориентировочное межосевое расстояние:

мм;

Ориентировочный диаметр шестерни;

мм;

Угловая и окружная скорости:

рад/с;

0,888м/с.

3.3 Коэффициенты нагрузки

При симметричном расположении колеса и твердости , примем коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния4. Тогда коэффициент относительно диаметра:

0,5*0,4(2,45+1)=0,69

Коэффициент определяем по графику (при0,888 м/с и).

0,016*0,69²+0,0062*0,69=0,0119

_{KHβ =1+K’Hβ0×Kw=1+0.0119*0.45=1.0053;}

_{KFβ=0.18+0.82(K’Hβ0+1)=0.18+0.82(0.0119+1)=1.009;}

При скорости 0,96 м/с принимаем степень точности9, тогда:

0,959=1+(0,0032*9-0,0069)0,888=1,019

1+(0,0066*9-0,0148)*0,888=1.039

0,15(9-5)=0,6;

K_fα=K_hα=1+K’_Hα*K_ω=1+0.6*0.45=1.27;

Коэффициенты по контактным напряжениям:

1.0053*1.019*1.27=1.3

1.009*1.039*1.27=1.33;

3.4 Межосевое расстояние

410*3.45*мм,

где .

Округляем в большую сторону по ряду Ra40 в большую сторону до кратного 5:170мм.

3.5 Ширина венца колеса

170*0,4=68мм;

Округляем по ряду Ra40:71м.

3.6 Подбор модуля зубьев

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб:

мм;

Максимальное значение модуля из условия неподрезания зубьев:

мм;

Среднее значение 0,5*(0.87+5,79)=3,33м.

Принимаем модуль мм.

3.7 Подбор угла наклона и числа зубьев

Принимаем угол наклона зубьев _β=80;

Суммарное число зубьев (округляем в меньшую сторону до целого):

Число зубьев шестерни и колеса (округляем до целого):

60;

3.8 Фактическое передаточное число

;

.

Для передаточного числа допускается отклонение от заданного до 4 %.

3.9 Проверочный расчет на контактную прочность

Действительное контактное напряжение:

МПа,

где .

Отклонение от допускаемого напряжения составляет

;

Уменьшена ширина венца, т.к. при расчетной превышается условие: .

3.10 Основные геометрические размеры

Делительные диаметры:

мм;

мм;

Диаметры вершин:

+8=104,94мм;

242,36+8=250,36мм;

Диаметры впадин:

96,94-10=86,94мм;

242,36-10=232,36мм;

Межосевое расстояние (уточненное):

169.65мм;

3.11 Силы в зацеплении

Окружная: Н;

Радиальная: 3.26кН;

Осевая: 1.25кН;

3.12 Проверочный расчет на изгиб

Расчетное напряжение определяют по формулам

для колеса: ;

для шестерни .

Чтобы определить , сначала необходимо найти эквивалентное число зубьев:

;

При нулевом смещении удобнее находить по формуле:.

Тогда:

;

;

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

;

.

Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зуба

для колеса:

для шестерни: :

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

4. расчет ременной передачи

P_l=7кВт – мощность передаваемая передачей;

- передаточное число;

1455 об/мин - частота вращения малого шкива.

4.1 Выбор сечения шкива

Выбираем сечение В.

2240мм – базовая длина ремня

10,5мм – высота ремня

138мм²

125мм – минимальный диаметр шкива

4.2 Диаметры шкивов и окружная скорость

Принимаем в нашем случае диаметр ведущего шкива 60м.

- коэффициент скольжения.

Диаметр ведомого шкива 160*3(1-0,015)=472,8м

Уточняем передаточное число

;

Принимаем .

Угловая скорость ведущего шкива .

Окружная скорость м/с.

4.3 Мощность передаваемая одним ремнем при усредненных условиях работы

Полезное напряжение при скорости 5 м/с:

МПа;

Полезное напряжение при заданной скорости:

2,63-0,06(12,2-5)=2,028Па

Мощность, передаваемая одним ремнем при усредненных условиях:

2,028*12,2*138=3,68кВт;

Требуемое число ремней в комплекте: что не превышает [z]=10 для клиновых ремней.

4.4 Межосевое расстояние

Коэффициент межосевого расстояния: ,023625 тогда предварительное межосевое расстояние1,023625*450=460,63мм.

Определяем длину ремня.

мм;

145мм;

2*460,63+3,14*305+мм.

Выбираем ближайшее к стандартному, принимаем: 200мм.

Частота пробегов ,что не превышает допускаемой.

Уточняем межосевое расстояние:

500;

что не выходит за рекомендованный диапазон:

346мм;

1220мм;

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива:

146,94 что больше минимального угла в 120.

4.5 Мощность и число ремней в реальных условиях

Коэффициент режима нагрузки: ;

Коэффициент угла обхвата передачи:

0,9076;

Коэффициент длины ремня принимаем в зависимости от отношения рабочей длины к базовой 2000/2240=0.893

-0.066*+0.366*0.893+0.7=0.974

Коэффициент передаточного числа при равен:

.

Мощность, передаваемая ремнем в условиях эксплуатации:

кВт.

Уточняем число ремней.

Коэффициент числа ремней для z= 2,C_z=0.95

,=2.37

4.6 Усилия в ременной передаче

При плотности ремня центробежное усилие:

3*1250*12,12²*1,38=7.6Н;

Сила предварительного натяжения:

;

Сила, действующая на вал со стороны ременной передачи:

1723,7Н.

5. РАСЧЕТ РОЛИКОВЫХ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ

6,6кВт – мощность на ведущей звездочке;

04 - передаточное число цепной передачи;

61.86 об/мин частота вращения ведущей звездочки;

- наклон линии центров звездочек к горизонту;

2- число смен;

Характер нагрузки – спокойная;

5.1 Крутящий момент на ведущей звездочке

Hм;

5.2 Число зубьев малой звездочки

25(с округлением значений до целого числа)

5.3 Коэффициент неравномерности

Принимаем число рядов – 2, тогда _,7

5.4 Допускаемое давление

Допускаемое давление зависит от шага цепи p= 25,4 мм и от числа оборотов малой звездочкиn₁=61.86 об/мин.

;

5.5 Коэффициент эксплуатации

Коэффициент динамичности - при равномерной нагрузке (ленточные, цепные конвейеры);

Коэффициент способа смазки ;

Коэффициент наклона передачи к горизонту , т.к.;

Коэффициент способа регулирования натяжения цепи ;

Коэффициент режима работы ;

Итоговый коэффициент эксплуатации:

.

5.6 Шаг цепи

мм;

По данному значению принимаем стандартную цепь со стандартными значениями:

31,75мм;

3,8кг/м;

8850кгс;

9,55мм;

19,05мм;

27,43мм;

262м²;

630об/мин;

5.7 Уточненное допускаемое давление

Для принятого шага цепи р=31,75мм, с учетом поправочного коэффициента 1,07(0,0418*38,1-4,2*38,1+2114)*66,77 ^-0,336 Па.

5.8 Делительный диаметр малой звездочки

5.9 Окружная сила, передаваемая цепью

;

5.10 Расчет давления в шарнирах цепи

Условие износостойкости МПа выполнено.

5.11 Ориентировочное межосевое расстояние

Принимаем 40*31,75=1270мм.

5.12 Длина цепи

При числе зубьев большой звездочки 25*2,04=51 длина цепи в шагах равна:

Округляем до целого четного числа L_p=120 шага.

5.13 Уточняем межосевое расстояние

=129,5

Для создания небольшого провисания цепи уменьшим межосевое расстояние на 0,3 %: 129.5-0,003*129.5=129.1мм.

5.14 Делительный диаметр большой звездочки

253м;

5.15 Наружные диаметры звездочек

5.16 Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви

Принимаем ;

м/с²– ускорение силы тяжести;

мм;

кг/м;

Тогда Н.

5.17 Сила, действующая на валы звездочек и подшипников

Окружная сила 2500Н;

Коэффициент нагрузки , т. к.;

Тогда на вал действует сила 283,6=14942,2Н.

5.18 Центробежная сила

;

.

5.19 Натяжение ветвей цепи работающей передачи

Ведущей ветви: 12500+836+2,64=13338Н;

Ведомой ветви равно большему из напряжений или:Н.

5.20 Проверка запаса прочности

Нормативный коэффициент запаса прочности:

;

Действующий коэффициент запаса прочности:

.

6. Эскизная компоновка

6.1 Расчет быстроходного вала (1 ступень)

Диаметры выходных концов валов найдем по формуле:

Примем стандартное значение в соответствии с диаметром вала двигателя

Длина концевого участка вала

Диаметр под подшипник ; длина

Выберем подшипник средней серии по :

Наружный диаметр - ; ширина подшипника -

Диаметр для упора вала в подшипники и колесо.

Ширину и высоту шпонки выберем по диаметру (из таблицы 3,)

Ширина шпонки b=12мм ; высота шпонки h=8 мм;

Проверим шпонку на смятие

Сила действующая на шпонку Н

Площадь смятия

Допускаемое напряжение на смятие