Определяем общее передаточное отношения привода

 

 

Разбиваем передаточное число привода по ступеням:

Принимаем

 

 

Угловые скорости и частоты вращения валов

 

 об/мин;

 об/мин;

 об/мин;

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с;

 

Определяем мощности на валах

 

 кВт,

 кВт,

 кВт,

 

Крутящие моменты на валах

 

 Н/м,

 Н/м,

 Н/м,

 

Номер вала	рад/с	об/мин	КПД	Н/м
1	78,5	750		55,244
2	22,428	314,285	0,95	181,87
3	4,035	38,21	0,97	970,755

 

2. Расчет клиноременной передачи

 

2.1 Проектный расчет валов. Определим диаметры валов из условия прочности на кручение

 

 

-допустимое касательное напряжение(12…15 МПа)

принимаем

Полученный результаты будут использованы при разработке конструкции валов

 

2.2 Выбираем сечение ремня

 

В зависимости от частоты вращения и передаваемой мощности рис.12.23 стр.289 (1)

 

h=11 мм; во=17мм; вр=14мм; dрmin=125мм;

 

2.3 Вычисляем диаметр ведомого шкива

 

 

По стандартному ряду принимаем

 

2.4 Уточняем передаточное число

 

 

2.5 Назначаем межосевое расстояние стр.289(1)

 

 

2.6 Определяем длину ремня

 

 

Из стандартного ряда выбираем стр.288 (1)

Принимаем стандартную длину 2500 мм

 

2.7 Уточняем межосевое расстояние

 

 

2.8 Угол обхвата ремнем малого шкива определяем по формуле 12.5/2/

 

Определяем мощность передаваемую одним ремнем по формуле 12.28/2/

 

 

где (по графику 12.26/2/)

 

 

Число ремней находим по формуле 12.30/2/

 

 

Принимаем z=3.

Условие 12.31/2/ выполняется: .

Находим предварительное натяжение одного ремня по формуле 12.32/2/ по формуле 12.30/2/

 

 

где - натяжение за счет центробежных сил.

 

кг/м³ - плотность ремня;

A=138 10^-6 м³ - площадь ремня.

 

 Н

Н

 

Равнодействующая нагрузка:

 

 

Расчет косозубой цилиндрической передачи

 

Выбор материала и определение допускаемого напряжения

В связи с нагрузкой привода выбираем для изготовления зубчатых колес Сталь 40ХН2МА. Она обладает достаточной технологичностью и является распространенной.

Для шестерни НВ=302 (термообработка, азотирование).

; ; ;

; ;

;

Для колеса НВ=260…280 (термообработка, улучшение).

 

; ; ;

;

;

;

;

;

;

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость

В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:

В данном случае:  МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:

 

 

б_F0 – предел выносливости зубьев;

S_F – коэффициент безопасности;

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки K_FC=1;

K_FL –коэффициент долговечности K_FC=1.

SF=1,75 коэффициент безопасности (таблица 8.9)

 

Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

 

 

где Е_пр приведенный модуль упругости;

 

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ – крутящий момент на валу колеса;

 

Т₂=970,755 Нм

 

u=5 передаточное число Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния  (табл. 8.4 [2]);  = 0,4

 - коэффициент ширины к диаметру

 

=1,06- коэффициент концентрации нагрузки;

По рисунку 8.15 /2/ находим:

=1,06

мм

 

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=250мм.

Ширина:

 

Модуль передачи:

 

 

Принимаем m=3,5. Определим делительный диаметр:

 

мм

 

Число зубьев шестерни:

 

 

Число зубьев колеса:

 

 

Принимаем

z₁=22, z₂=121

 

Уточняем

 

.

 

Уточняем по межосевому расстоянию

коэффициент осевого перекрытия

 

 

Делительные диаметры.

Шестерни:

Колеса: