Файл: Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.docx

гдеК_а=410 для косозубых передач.

Принимаю коэффициент ширины зубчатого венца для косозубой передачи ψ_ba=0,400.На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки K_H=1,2. Тогда:

Полученное межосевое расстояние округляю до ближайшего большего стандартного значения a_w=160 мм.

2.3.2.Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля:

Из полученного диапазона выбираю стандартный модуль m_n =2,5мм.

Суммарное число зубьев передачи:

Полученное значение

округляю до ближайшего целого числа Z_∑= 125 и определим делительный угол наклона зуба:

Число зубьев шестерни:

Полученное значение Z₁округляю до ближайшего целого числа Z₁ =30.

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число:

При u<4,5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5%.

Z_min= 17cos³ 15,83, принимаем коэффициент смещения x₁=0 т к

, x₂=0

2.3.3.Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса:

Округляю b_w₂ до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров b_w₂=65мм.Ширину зубчатого венца шестерни b_w

₁ примем b_w₁=67мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

-делительные окружности:

-окружности вершин зубьев

-окружности впадин зубьев

2.3.4.Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

По табл.8 назначаю степень точности передачи n_c_т =8

2.4.Проверочный расчет передачи

2.4.1Проверка контактной прочности зубьев

Используем формулу:

где Z_σ=8400 для косозубых передач.

Коэффициент контактной нагрузки:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

где А=0,15 для косозубых передач,K_w – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ₂350 используем формулу:

Тогда:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса:

где K⁰_Hβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения K⁰_Hβнайдем коэффициент ширины венца по диаметру:

По значению Ψ_bdопределим K⁰_Hβ=1,05.Тогда:

Динамический коэффициент K_H_V=1,06 определим методом линейной интерполяции.

Поскольку

, выполним расчет недогрузки по контактным напряжениям:

2.4.2 Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни:

Коэффициент формы зуба при x_j=0:

где

– эквивалентное число зубьев.

Коэффициент, учитывающие влияние угла наклона зуба на его прочность:

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент, учитывающие перекрытие зубьев:

Коэффициент нагрузки при изгибе:

Для определения его коэффициентов используем зависимости:

Тогда:

где

Напряжение в зубьях колеса:

_где

2.5Силы в зацеплении

Окружная сила:

Распорная сила:

Осевая сила:

3.Расчет клиноременной передачи

3.1.Определение крутящего момента на ведущем шкиве

T_о

3.2.Выбор ремня

По величине крутящего моментаT_o выбираем ремень C нормального сечения .Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d₁_min=200 мм, ширина нейтрального слоя b_р=19 мм ,площадь поперечного сечения одного ремня A=230 мм², масса одного погонного ребра q_m=0,3 кг/м, минимальная длина ребра L_min= 1800мм ,максимальная длина ребра L_max=10000 мм

3.3.Определение геометрических размеров передачи

Диаметр ведущего шкива:

d₁=K

где K=40 для клиновых ремней

d₁=40

=40

=236,18 мм

Округляем d₁ до ближайшего стандартного значения d₁=250 мм

Диаметр ведомого шкива:

d₂=ud₁(1-ε),здесь u-передаточное число ременной передачи , ε=0,015-относительное скольжение ремня

d₂=ud₁(1-ε)=2,2*250(1-0,015)=541,75 мм

Округляем d₂ до ближайшего стандартного значения d₂=560 мм

Межосевое расстояние и длина ремня

Предварительное значение межосевого расстояния

а=0,8(d₁+d₂)=0,8(250+560)=648 мм

Для определения длины ремня используем зависимость

L=2a+0,5π(d₁+d₂)+