Разработка электромеханического привода подачи станка модели 6С12Ц (стр. 5 из 6)
Принимая модуль стандартным, по табл. 5.1 определяем наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива z1, вычисляем диаметр его делительной окружности D1= mz1, и окружную скорость ремня (м/с):
Принимаю модуль m =4мм, z1=16
D1=4*16=64мм
м/сТабл. 6.1 Наименьшее допускаемое число зубьев меньшего шкива
Допускаемая удельная окружная сила, передаваемая ремнем:
m, мм 2 3 4 5 7 10
F0, Н/см 5 10 25 35 45 60
Удельная расчетная сила, передаваемая ремнем (Н/см), при которой долговечность передачи составляет 3000 — 5000 ч,
F=F0kikZokHkbkpkvka,
где ki=2 — коэффициент, учитывающий передаточное число передачи
kZo=0.9 — коэффициент, учитывающий число зубьев на дуге обхвата меньшего шкива,
kH=1 — коэффициент, учитывающий наличие в передаче натяжного ролика; kb=1.03— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками каната;
kp 0.62— коэффициент, учитывающий влияние режима и длительности работы передачи;
kv=1 - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости ремня на его долговечность, а именно, снижение работоспособности зубьев ремня из-за повышения частоты их нагружения и износа;
ka=0.95 — коэффициент, учитывающий влияние длины ремня или межосевого расстояния а на его долговечность, а именно, повышение частоты нагружения зубьев ремней меньшей длины, их нагрев, неравномерность нагрузки по длине зубьев;
F=25*2*0.9*1*1.03*0.62*1*0.95=27.3 H
Расчетная окружная сила, передаваемая ремнем (H),
Fp = 1000Р/v=1000*1,24/3.35=370
Ширина ремня. Расчетная ширина ремня (мм)
b=Fp/F=370/27.3=13.56
Ширину ремня принимаем стандартной b= 20.
Табл. 5.2 Основные размеры ремней
Диаметр окружностей выступов, мм:
Высота зуба h1=3.8 (табл. 5.3)
Табл. 5.3 Размеры зубьев шкива.
Диаметр окружностей впадин, мм:
На меньшем шкиве делают реборду высотой
, равной модулю m.Проверка ремня по давлению на его зубьях
Расчетное давление на зубьях ремня(МПа)
Ремень прошел проверку по давлению на зубьях, так как допускаемое [p]=1МПа.
Длина ремня:
L=2a+
(D1 +D2)=2*350+ (64+64)=900мм6.2 Расчет вала
Диаметры вала определяем по формуле:
где [τк] – допускаемое касательное напряжение материала вала, мПа.
Для материала вала (принимаем сталь 45) для которой [τк] =20 мПа.
Расчетный диаметр вала:
ммПринимаем следующие диаметр вала: d=15 мм
Уточненный расчет вала
Для проверочного расчета строим эпюру нагружения этого вала. Размеры вала определяем исходя из размеров упругой муфты, ширины зубчатых колес и ширины подшипников
Рис.6.2 Расчетная схема.
Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:
Для зубчатого колеса:
HОпределяем радиальную силу:
Fr=Ft×tgα,
Где α – угол профиля зубьев. α=20
Для зубчатого колеса:
Fr1=330∙tg20°=120 Н
H 
HFr2=162,5∙tg20°=59 Н
Fr3=222∙tg20°=81 Н
Рассмотрим данную расчетную схему вала в двух плоскостях: горизонтальной и вертикальной, в которых действуют радиальная и окружная силы.
Составим уравнение равновесия вала в горизонтальной плоскости.
Составим уравнение равновесия вала в вертикальной плоскости.
Суммарные реакции:
Принимаем вал диаметром 20 мм.
6.3 Выбор шпоночных соединений
Рисунок 6.3 – Шпоночное соединение
Шпоночное соединение шкива с валом и ротором двигателя.
Шпонка
ГОСТ 23360-78Выбранная шпонка проверяется на смятие, по формуле:
;где
– вращательный момент, передаваемый шпонкой; 
– диаметр вала; 
– высота шпонки; 
– рабочая длина шпонки, 
; 
– количество шпонок; 
– допускаемое напряжение смятия, 
.Пример: Шпонка
ГОСТ 23360-78 
; 
.6.4 Проверочный расчет подшипников вала
Основным расчетным параметром, который определяет работоспособность подшипниковой опоры, является долговечность подшипника, определяемая по формуле :
где
– динамическая грузоподъемность; 
– коэффициент формы тела качения, 
; 
– частота вращения подвижного кольца; 
– приведенная нагрузка, 
– коэффициент кольца, 
; 
– коэффициент безопасности, из таблицы 8.1 [8] 
; 
– коэффициент температурного режима 
; 
, 
– коэффициент приведения( 
, 
); 
– радиальная и осевая нагрузка на подшипники: 
, 
Радиальный шариковый подшипник ГОСТ 8338 – 75.
205:
Второй вал
