Суммарное число зубьев и угол наклона.

 

Минимальный угол наклона косозубых колес:

β_min = arcsin β_min = arcsin = 5,57698

Суммарное число зубьев:

z_s = z_s = = 179,15

Принимаем z_s = 174

Определяем действительное значение β:

β = arcсos β = arccos = 14,83511158 °

Для значения β должны выполняться два условия:

1. β должно находится в диапазоне 8 … 20°.

2. для косозубых передач проверяется условие

b₂ ≥ 71≥

71 >19,53

 

Число зубьев шестерни и колеса.

для шестерни: z₁ = ≥ z_{1 min}

z_{1 min} = 17 ·cos ³β

z_{1 min} = 17 ·cos ³14,83511158 = 15,35603704

z₁ = = = 29 > z_{1 min}

для колеса: z₂ = z_s - z₁

z₂ = 174 – 29 = 145

Так как z₁ > z_{1 min,} то смещение при нарезании зубьев шестерни и колеса не требуется. Следовательно, x₁ = 0, x₂ = 0 и y = 0.

 

Фактическое передаточное число.

U_ф = = = 5 U = U_зуб = 5

ΔU = ·100 % ≤ 3% ΔU = ·100 % = 0 %

Диаметры колес.

Делительные диаметры: для шестерни: d₁ = ;

d₁ = =60 мм

для колеса: d₂ = ; d₂ = = 300 мм

Проверка: а _W = = = 180 мм

Диаметры вершин (d_a) и впадин (d_f) зубьев:

Шестерня: d_a1 = d₁ + 2 ·m =64 мм

d_f1 = d₁ - 2,5 ·m =55 мм

 

Колесо: d_a2 = d₂ + 2 ·m =304 мм

d_f2 = d₂ - 2,5 ·m =295 мм

 

2.11 Размеры заготовок.

При выборе конструктивной схемы шестерни и колеса необходимо руководствоваться рис.2.5 и рис.2.6 и следующими соотношениями:

если: D_заг1 = d_a1 + 6 мм ≤ D_пр1 и D_заг2 = d_a2 + 6 мм ≤ D_пр2,

то конструктивная схема колес по рис.2.5,

если: D_заг1 > D_пр1 и D_заг2 > D_пр2,

то конструктивная схема колес по рис.2.6 в

При этом S_заг ≤ S_пр С_заг ≤ S_пр

S_заг = 8 · т = 8 · 2 = 16 мм < S_пр2 = 80 (125) мм

С_заг = 0,5 · в₂ = 0,5 · 85 = 35,5 мм < S_пр2 = 80 (125) мм

D_заг1 = 74+6=80 мм

D_заг2 =354+6=360 мм

D_пр1 = 125 мм D_пр2 = 200 мм S_пр1 = 80 мм S_пр2 = 125 мм

D_заг1 = 70 мм < D_пр1 = 125 мм

D_заг2 = 310 мм > D_пр2 = 200 мм по рис.2.4

S_заг < S_пр

С_заг < S_пр по рис. 2.4

 

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение:

σ_Н = ≤ [ σ]_Н

Z_σ = 8400- для косозубых передач; К_Н = 1,2103

Т₁ => Т₂ = 210,2464 Н · м - момент на валу шестерни

[ σ]_Н = 572 МПа

σ_Н = = 580,67 >572 МПа

1,05 > σ_Н / [ σ]_Н > 0.8

1.05 > 1,015> 0.8 Проходит

 

Силы в зацеплении.

Окружная: F_t = = 7008,21 Н

Радиальная: F_r = = =2638,95 Н

Осевая: F_а = F_t ∙ tgβ = 1856,24581 Н

Принимаем: F_t = 7009 Н

F_r = 2639 Н

F_а = 1857 Н

 

2.14 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное значение в зубьях колеса:

σ_F2 = ≤ [ σ]_F2

Расчетное значение в зубьях шестерни:

σ_F1 = ≤ [ σ]_F1

У_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

принимают по таблице 2.10 для x = 0 и приведенного числа зубьев Z_V.

Z_V = - для косозубой передачи

Z_V1 = 32,10 Z_V2 = 160,52

У_FS = У_FS< - ·(Z - Z_< )

У_FS1 = 3,8 - ·(32,10 - 30) = 3,779

У_FS2 = 3,59

 

Для косозубых передач: У_β = 1 - - при условии У_β ≥ 0,7

У_β = 0,8516 >0,7

σ_F2 = = 126 МПа < [σ]_F2 = 281,39 МПа

σ_F1 = = 132,631 МПа < [σ]_F1 = 323,29 МПа

 

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

 

Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки: K_пер = =2,0

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя: σ_{Н max} = σ_Н · ≤ [ σ]_{Н max}

[ σ]_{Н max} = 2,8 ∙ σ_T, где

σ_T - предел текучести материала колеса (из таблицы 2.1 (приложение 2));

для колеса: σ_Т = 640 МПа

[ σ]_{Н max} = 2,8 ·640 = 1792 МПа

σ_{Н max} = 580,67· = 821,19 МПа < 1792 МПа

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев:

σ_{F max} = σ_F ·K_пер ≤ [ σ]_{F max}

σ_F - расчетное значение напряжений изгиба колеса и шестерни (из раздела 2.13)

колеса: [ σ]_{F max2} = σ_{F lim2} ·У_{N max} ·

У_{N max} = 4 - для улучшенных сталей.

К_st - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

К_st = 1,2 … 1,3 - в случае единичных перегрузок.

Принимаем К_st = 1,3 - при объемной термообработке колеса.

S_st = 1,75 - коэффициент запаса прочности.

[ σ]_{F max2} = 434,875 ·4 · = 1292,2 МПа

σ_{F max 2} = 126,0 ·2,0 = 252,0 МПа < 1292,2 МПа

шестерни: [σ]_{F max1} = σ_{F lim1} ·У_{N max} ·

У_{N max} = 4 - для улучшенных сталей.

К_st - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки.

К_st = 1,2 … 1,3 - в случае единичных перегрузок.

Принимаем К_st = 1,3 - при объемной термообработке колеса.

S_st = 1,75 - коэффициент запаса прочности.

[ σ]_{F max1} = 499,625 ·4 · = 1484,6 МПа

σ_{F max 1} = 132,63 ·2,0 = 265,26 МПа < 1484,6 МПа

 

Расчет клиноременной передачи.

Выбор сечения

Принимаем сечение В(Б)

По таблице выписываем характеристики ремня В(Б):

h = 11 мм в_Р = 14 мм l_Pmax = 6300 мм A =138 ∙ 10 ^-6м ² q =0,18 кг/м

b₀ =17 мм l_Pmin =630 мм (d_P)_min =125 мм

 

3.2. Находим диаметр ведомого шкива d₂:

Задаемся диаметром ведущего шкива, используя следующее соотношение:

d₁ = (38…42) ∙ ;

d₁ =38 ∙ =170,2113478 мм d₁ =42 ∙ =188,1283370 мм

Принимаем d₁ = 180 мм.

 

d₂ = d₁ ∙ (1 - e) ∙ U_РЕМ., где e = 0,01 … 0,02

Принимаем e = 0,015.

d₂ = 180 (1 -0,015) ∙ 2,461538462 = 436,43 мм

Принимаем d₂ = 435 мм.

Определим действительное значение передаточного числа:

i_{действ.} =

 

3.3. Определим значение межосевого расстояния «а» по следующим

Для определения предварительного межосевого расстояния воспользуемся следующей рекомендацией:

i … 1 2 3

а_пред … 1,5d₂ 1,2d₂ d₂

Так как i_ф находится в диапазоне 2…3, то для определения а_пред используем формулу интерполяции, мм:

а_пред = [1,2 - (i_ф-2) ] ∙ d₂ = [1,2 - (2,453469 – 2) ] ∙435 = 482,548 мм

Округляем в большую сторону до значения, кратного 10.

Принимаем а_пред =490 мм.

Проверим выполнение следующих рекомендаций:2 ∙ (d₁ + d₂) ≥ a ≥ 0,55 ∙ (d₁ + d₂) + h

1230 > 490 > 349,25

Предварительное значение угла обхвата ремнем ведущего шкива:

 

3.4. По межосевому расстоянию определим длину ремня:

Полученное значение длины ремня округляем до ближайшего большего значения по ряду длин l_P, мм:

Принимаем l = 2000 мм.

По принятой длине ремня уточняем межосевое расстояние:

 

;

Округляем межосевое расстояние в большую сторону.

Принимаем а =501 мм.

Находим действительное значение угла α:

 

3.5. Определим мощность, передаваемую одним ремнем:

, где

Р₀ =3,15 кВт - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем в условиях типовой

передачи при α =180 ^°, i =1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня,

среднем ресурсе

С_α – коэффициент угла обхвата:

;

 

С_l = 0,97 – коэффициент длины ремня;

С_i =1,136 – коэффициент передаточного отношения;

С_Р = 1,2

 

кВт.

 

3.6. Число ремней передачи:

, С_Z =0,925 при

Принимаем z = 4

 

3.7. Определим силу предварительного натяжения одного ремня:

, где

м/с- окружная скорость на расчетном диаметре ведущего шкива;

, где - плотность материала ремня

А = 138 ∙ 10 ^-6 м ²

.

 

3.8 Определим силу, передаваемую на валы, от натяжения ветвей ремня с учетом числа ремней:

, где

b = 180 ^° - α

.

3.9 Ресурс наработки передачи:

определяется по рекомендациям ГОСТ 1284.2-89 при эксплуатации в среднем режиме нагрузки (умеренные колебания):

 

 

Т = Т_СР ∙ К₁ ∙ К₂ , где

Т_СР = 2000 часов;

К₂ – коэффициент климатических условий;

К₂ = 1 – для центральной зоны;

К₁ = 1

Т = 2000 ∙ 1 ∙ 1 = 2000 часов.