Расчет клиноременной передачи

Определение сечения ремня.

По [1, табл. 1.3] принимаем сечение ремня А ГОСТ 1284-88. Параметры клиновых ремней:

b_p=11 мм, h=8 мм; A=81 мм² [1, табл.1.3].

Минимально допустимый диаметр малого шкива мм [1, табл.1.3]

Расчетный диаметр ведущего шкива мм.

Принимаем мм из стандартного ряда.

Диаметр ведомого шкива 1,98∙125(1-0,015)=243,8 мм.

Здесь коэффициент скольжения . [1, с.64].

Полученное значение d₂ округляем до ближайшего стандартного:           =250 мм.

Фактическое передаточное число .

Предварительное межосевое расстояние:

мм.

Расчетная длина ремня.

2∙300+3,14(125+250)/2+(250-

-125) /(4∙300)=1201,8 мм.

По [1, с.65] округляем до ближайшего стандартного значения:

L=1250 мм.

Уточняем межосевое расстояние.

мм.

 

Угол обхвата малого шкива.

 

Скорость ремня.

 м/с.

Окружное усилие.

Н.

Частота пробегов ремня.

.

Допускаемое полезное напряжение.

,

где  - приведенное полезное напряжение,

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

 - коэффициент режима работы.

Здесь  - коэффициент нагружения при постоянной нагрузке,

 - число смен работы передачи в течение суток.

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжение изгиба в ремне.

.

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней.

 МПа.

 МПа.

 

Определяем число ремней.

Примем ориентировочно [1, табл.4.3] - коэффициент числа ремней,

. Принимаем Z=3. Для данного числа ремней [1, табл.4.3], как и было принято ранее.

Сила предварительного натяжения одного клинового ремня.

Н.

Сила давления ремней на валы передачи.

Н.

Расчет зубчатой передачи

 

Определяем размеры характерных сечений заготовок.

 мм,

 мм.

Диаметр заготовки для колеса

мм.

Определение допускаемых напряжений.

Принимаем по условию задания косозубую передачу. Материал колеса и шестерни выбираем по [1, табл.1.1] - cталь 40Х с термообработкой – улучшение. Твердости шестерни HB,  мм и колеса HB,  мм [1, табл.1.1].

Допускаемые контактные напряжения.

,

где - предел контактной выносливости для шестерни и колеса.

 МПа.

 МПа.

Коэффициент безопасности [S ]=1,1 для улучшенных передач [1, табл.2.1].

Коэффициент долговечности .

Здесь - базовое число циклов при действии контактных напряжений      [1, табл.1.1].

.

.

 

Эквивалентное число циклов напряжений.

,

где  - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы [1, табл.3.1].

 - суммарное число циклов нагружения,

где с=1,

ч.

60 , 60 .

, .

Так как , принимаем .

 МПа.

 МПа.

Принимаем .

Определение допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба.

.

Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.

 МПа.

 МПа.

Коэффициент безопасности .

Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, для реверсивной передачи [1, табл.4.1].

Коэффициент долговечности ,

где q=6 – показатель степени кривой усталости,

 - базовое число циклов при изгибе.

,

где  - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы [1, табл.3.1].

, .

Так как , принимаем .

 МПа.

 МПа.

Расчет основных параметров передачи.

Определение межосевого расстояния.

,

где [1, с.11] – для косозубых передач,

 для проектного этапа расчета,

[1, с.11] – коэффициент ширины зубчатого венца.

мм.

Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем 125 мм.

Модуль зацепления  мм.

Принимаем модуль  мм.

Принимаем предварительно .

 

Число зубьев шестерни:

. Принимаем .

Число зубьев шестерни:

. Принимаем .

Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число .

Фактическое значение передаточного числа отличается от предварительного на величину

, что допустимо.

Уточнение угла наклона зубьев:

.

Поскольку число зубьев обоих колес превышает 17, зубья нарезаются без смещения.

Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительный диаметр колеса  

мм.

мм.

Диаметр вершин зубьев .

мм.

мм.

Диаметр впадин зубьев .

 мм.

 мм.

Ширина колеса  мм.

Ширина шестерни  мм. Из ряда нормальных линейных размеров принимаем  мм.

Уточняем межосевое расстояние.

мм.

Окружная скорость колес:

м/с.

Для полученной скорости скольжения степень точности передачи по            [1, табл.8.1] n_ст=8.

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

,

где  - для косозубых колес.

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

где  - коэффициент неравномерного распределения нагрузки между зубьями.

для косозубой передачи.

.

.

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

 принимаем по [1, табл.9.1] в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твердости зубьев.

.

[1, табл.10.1] – динамический коэффициент.

.

МПа.

Рассчитаем недогруз по контактным напряжениям.

, что допустимо.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба в зубьях шестерни.

,

Здесь - коэффициент, учитывающий форму зуба. Приведенные числа зубьев для косозубой передачи:

.

,

.

.

.

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба.

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

где торцевой коэффициент

.

- коэффициент нагрузки при расчете по изгибающим напряжениям.

 для непрямозубых передач,

,

.

.

МПа.

Напряжения изгиба в зубьях колеса.

МПа.

Силы в зацеплении:

Окружная сила  Н.

Радиальная сила  Н.

Осевая сила  Н.

Рисунок 2 - Схема сил в цилиндрической передаче: 1 – шестерня, 2 – колесо.