Проверочный расчет зубчатой передачи.

 

5.2.1. Определение фактического передаточного числа u_ф и проверка его отклонения Du от заданного u:

 

u_ф = z₂ / z₁ = 85/17=5

Du = (| u_ф - u| / u) ´ 100% £ 4% = 0 < 4%

 

5.2.2. Проверка пригодности заготовок колес.

 

D_заг £ D_пред = d_ae1 + 6 = 49,7 + 6 = 54,7 < 125 мм;

S_заг £ S_пред = 8 ´ m_e = 8 ´ 1,67 = 13,4 < 125 мм;

 

5.2.3. Проверочный расчет контактных напряжений.

 

σ_H = 13,5´10³ (T₁ K_p K_Hβ K_Hα K_Hv / b u d²_m1 sinδ₁)^1/2 Z_ε Z_H ≤ [σ]_HP

 

где K_p = 1,3 – коэффициент, учитывающий режим работы (неравномерный режим);

K_Hβ = 1,155 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца конического колеса;

K_Hα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:

где V_m1 – окружная скорость на среднем делительном диаметре шестерни d_m1:

м/с

- коэффициент, учитывающий влияние вида передач ( = 0,006);

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса ( = 82);

Z_ε – коэффициент, для прямозубых передач Z_ε = ((4 - e_а)/3)^1/2 = ((4 – 1,63)/3)^1/2 = 0,89; e_а- коэффициент торцового перекрытия e_а = 1,38 + 0,01 ´ z₁ = 1,38+0,01´25=1,63

Z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления (Z_H = 1,76).

 

σ_H = 13,5´10³ (7,635´1,3´1,155´1´1,115 / 45,65²´17´6,3´sin9,02^о)^1/20,89´1,76=452,5<463 Н/мм²

 

Допускаемая недогрузка передачи не более 10%:

 

Dσ_HP = |[σ]_HP - σ_HP|´100% / [σ]_HP = |463 – 452,5|´100% / 463 = 2,2% < 10%

 

5.2.4. Проверочный расчет изгибных напряжений шестерни и колеса.

 

σ_F2 = Y_F2 Y_β K_Fα K_Fβ K_Fv F_t / u_F b m_e ≤ [σ]_F2

 

σ_F = σ_F2 (Y_F1 / Y_F2) = ≤ [σ]_F1

где K_Fβ = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

u_F = 0,85 – коэффициент вида конических колес;

K_Fα = 1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hv = 1,172 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;

F_t = 2´T₂´10³ / d₂ = 2´34,1´10³ / 229 = 298 H

Y_F1 и Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, которые определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни z_n1 и колеса z_n2:

z_n1 = z₁ / cosδ₁ = 17 / cos11,20^o = 17,3 ® Y_F1 = 3,4797

z_n2 = z₂ / cosδ₂ = 85 / cos78,40^o = 431,47 ® Y_F2 = 3,63

Y_β = 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба.

 

σ_F2 = 3,63´1´298´1´1´1,172 / 0,85´17´1,67 = 73,4 < 227 Н/мм²

 

σ_F = 69,06´(3,4797 / 3,63) = 69,2 < 268 Н/мм²

Расчет открытой передачи

Проектный расчет.

 

Рис. 6.1. Геометрические параметры ремённой передачи

 

6.1.1. Принимаем ремень нормального сечения в зависимости от мощности P₂ = 0,52 кВт и частоты вращения n₂ = 220,63 об/мин.

6.1.2. В зависимости от момента T₂ = 22,44 Нм принимаем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min = 60 мм.

6.1.3. В целях повышения срока службы ремней принимаем диаметр ведущего шкива на один порядок выше минимального d₁ = 63 мм.

6.1.4. Определяем диаметр ведомого шкива d₂:

 

d₂ = d₁´u_оп´(1 - e) = 224´2,91´(1- 0,02) = 287,7 мм

где e = 0,02 – коэффициент скольжения.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного: d₂ = 280 мм.

6.1.5. Определение фактического передаточного числа u_ф и проверка его отклонения Du от заданного u:

 

u_ф = d₂ / (d₁´(1 - e)) = 4,52

 

Du = (| u_ф - u| / u) ´ 100% £ 3% = 1,37% < 3%

 

6.1.6. Определение ориентировочного межосевого расстояния а, мм:

 

а ≥ 0,55(d₁ + d₂) + h(H) = 194,7 мм

где h(H) = 10,5 мм — высота сечения клинового ремня.

 

6.1.7. Определение расчетной длины ремня l, мм:

 

мм

Значение l округляем до ближайшего стандартного: l = 1000 мм

 

6.1.8. Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

 

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01´lдля того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предус­мотреть возможность увеличения а на 0,025´l.

 

6.1.9. Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива α₁, град:

 

 

6.1.10. Определение скорости ремня V, м/с:

 

где [V] = 25 м/с — допускае­мая скорость.

 

6.1.11. Определение частоты пробегов ремня U, с^-1:

 

U = V / l £ [U] = 1,7 / 2500 = 0,5 < 30 c^-1

где [U] = 30 c^-1 допускаемая частота пробегов.

Соотношение U £ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы — 1000...5000 ч.

 

6.1.12. Определение допускаемой мощности, передаваемой одним клиновым ремнем:

[Р_П] = [P₀]С_PС_αС_lС_z = 1,55´0,9´0,882´0,9548´1 = 0,85 кВт

 

где [Р_о]=1,55 кВт — допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем

С — попра­вочные коэффициенты:

С_P = 0,9 – коэффициент динамической нагрузки и длительности работы;

С_α = 0,882 – коэффициент угла обхвата α₁ на меньшем шкиве;

С_l = 0,9548 – коэффициент влияния отношения расчетной длины к базовой;

С_z = 1 – коэффициент числа ремней.

 

6.1.13. Определение количества клиновых ремней z:

 

z = Р_ном / [Р_П] = 0,706 / 1,16 = 0,61 = 2

где Р_ном = Р₂ = 0,706 кВт - номинальная мощность на тихоходном валу.

 

6.1.14. Определение силы предварительного натяжения F_o, H:

 

Н

 

6.1.15. Определение окружной силы, передаваемой комплектом кли­новых ремней F_t, H:

 

Н

 

6.1.16. Определение сил натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ вет­вей, Н:

 

Н

 

Н

 

6.1.17. Определение силы давления ремней на вал F_оп, H:

 

Н

Проверочный расчет.

 

6.2.1. Проверка прочности одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σ_max , Н/мм².

 

σ_max = σ_l + σ_и + σ_v £ [σ]_p = 7,98 < 10 Н/мм²

 

где σ_l – напряжение растяжения:

Н/мм²

где А = 140 мм² – площадь сечения;

σ_и – напряжение изгиба:

Н/мм²

где E_И = 80 Н/мм² – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

σ_v – напряжения от центробежных сил:

σ_v = ρv²10^-6 = 0,0034 Н/мм²

где ρ = 1300 кг/мм³ – плотность материала ремня.