Расчет гибкой связи.
В зависимости от вращающего момента выбираем сечение ремня и диаметр меньшего шкива d1min. d1min=80 мм. Сечение – Л. В целях повышения срока службы ремней рекомендуется применять шкивы с диаметром d1> d1min из стандартного ряда. d1=100 мм.
Определяем диаметр большего шкива. Uр=2.6 , ε=0,02 – коэффициент относительного скольжения.
мм.
Полученное значение округляем до ближайшего стандартного d2=250 мм.
Уточняем передаточное отношение и проверяем его отклонение от заданного (не должно превышать 3%).
Определяем скорость ремня.
м/с.
Где [V] – допускаемая скорость м/с, [V]=40 м/с.
Ориентировочно назначаем межосевое расстояние, принимая во внимание, что
где h – высота сечения ремня h=4,85 мм. ([2]таблица 2.3)
Принимаем значение межосевого расстояния равным: а=900 мм.
Определяем длину ремня.
Значение L округляем до ближайшего стандартного L=2240 мм
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длинне.
где
мм
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1, град. Угол α1 должен быть ≥120º.
Определим частоту пробега ремня λ, 1/с.
где [λ] – допускаемая частота пробега ремня, равная [λ]=15 с-1.
Определяем допускаемую мощность, передаваемую поликлиновым ремнем с десятью ребрами [Р] кВт.
где [Р0] – допускаема приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью ребрами [Р0]=15 кВт ([2] таб. 2.6) . Сα, Ср, Сl - поправочные коэффициенты. ([2] таб. 1.6, 2.7, 2.8).
Сα=0,95 , Ср=1, Сl=1
Определим число ребер поликлинового ремня.
где Рном – номинальная мощность двигателя кВт.
Рекомендуемое число ребер 4…20 поэтому Z=4
Определяем силу предварительного натяжения ремня F0, Н
Определяем окружную силу передаваемую ремнем Ft, Н
Определяем силу давления на вал Fв , Н
Расчет передач.
Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс.
Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колёс. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями, применяют зубчатые колёса с твёрдостью материала . При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни назначается больше твёрдости колеса .
Рекомендуемый выбор материала, термообработки и твёрдости зубчатой пары приводятся в табл. 3.1, а механические свойства сталей–в табл. 3.2.
Выбираем материал стали 40Х-для колес и шестерен цилиндрической косозубой передачи с улучшенной термообработкой, с твердостью 210 для колеса и 250 для шестерни. И материал стали 40Х-для колес и шестерен цилиндрической шевронной передачи с улучшенной термообработкой, с твердостью 210 НВ для колеса и 250 НВ для шестерни.
Определяем допускаемые контактные напряжения , .
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса .
Определим коэффициент долговечности :
, где
-число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (табл. 3.3);
млн. циклов, млн. циклов, млн. циклов, млн. циклов.
-число циклов перемены напряжений за весь срок службы, , где
-угловая скорость соответствующего вала
- срок службы привода, ч.
Так как , то принимаем
Определим допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса:
Определяем допускаемые напряжения изгиба .
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и , которые определяются в следующем порядке:
,- коэффициент долговечности
определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:
расчет модуля зацепления выполняется по менее прочным зубьям: Н/мм2.