2.7 Окружная скорость передачи

v= ώ₁ ·d₁/2=151.2·51/2=3.86 м/с.

Для шевронной передачи принимаем 8-ую степень точности.

2.8 Усилие в зацеплении

Определяем окружную силу F_t, Н:

F_t =2· T₁ / d₁ =2·35.51/51=1.393 Н

Определяем радиальную силу F_r , Н:

F_τ = F_t ·tgα/cosβ=0.99·tg20/cos30.231=0.585 Н

Определяем осевую силу F_a, Н :

F_a= F_t ·tgβ=0.585·tg30.231=0/804 H

2.9 Проверочный расчёт цилиндрической передачи.

Условие контактной прочности зубьев :

σ_H=270/a_w·[T₃·K_H·(u+1)³/b₂·u²]^1/3

где – коэффициент нагрузки. =

= 1 при ψ_bd=2

– коэффициент распределения нагрузки между зубьями, = 1,15

при =3.86 м/с

– коэффициент динамической нагрузки, = 1.05

=1·1.05·1.15=1.2075

Подставим значения в формулу и получим:

σ_H=270/122·[267.47·1.2075·(4+1)²/100·4²]^1/2 =343 Н/мм ²

Определяем процент недогрузки по формуле:

,

%_{недогр.}=((368 - 343)/368)·100%=6.79%

Т.к. 6,79 % < 10 %, то недогрузка в пределах нормы и контактная выносливость зубьев обеспечена.

Для шестерни и колеса определяем отношение: , где y_f – коэффициент формы зуба. Определяем y_f (стр. 42 [4]) в зависимости от Z_V – приведённые числа зубьев. (9.30 [1]).

Для шестерни , тогда y_f1 = 3,70.

Для колеса , тогда y_f2 = 3,60.

Итак, рассчитываем отношение:

для шестерни

для колеса

Поскольку значение отношения для колеса меньше, проверяем зубья колеса на прочность на изгиб.

2.10 Фактические напряжения изгиба

Условие прочности зубьев на изгиб (9.11[2]):

,

где – коэффициент, учитывающий форму зуба;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба

.

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (стр.47[4]);

,

– коэффициент торцового перекрытия, =1,484

– расчётная окружная сила, Н.

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. По табл. 3.7 [4] принимаем =1,1.

– коэффициент динамической нагрузки. По табл.3.8 [4] принимаем =1,3.

Подставим значения в исходную формулу и получим:

Н/мм ²

σ_f1 < [σ]_f1 ( т.к. проверяется шестерня)

90,12 < 300,00 – условие соблюдается, а значит прочность зубьев шестерни на изгиб обеспечивается.

3. РАСЧЁТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

3.1 Исходные данные.

Согласно кинематического расчета мощность, передаваемая плоскоременной передачей = 5.369кВт, передаточное число _. = 2.0625, частота вращения ведущего шкива =1444.5мин ^–1 .

3.2 Вращающий момент на ведущем валу.

Вращающий момент на ведущем валу определим по формуле:

, Н*м

3.3 Диаметр ведущего шкива.

Диаметр ведущего шкива определим по формуле:

,мм

Используя табличные данные принимаем d₁ = 200 мм.

3.4 Диаметр ведомого шкива.

Диаметр ведомого шкива определим по формуле:

,

где  относительное скольжение ремня; =0,01 для передач с регулируемым натяжением.

Используя табличные данные принимаем d₂ = 400 мм.

3.5 Передаточное отношение.

Уточняем передаточное число на основании формулы:

Отклонение :

3.6 Межосевое расстояние.

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле:

, мм

3.7 Угол обхвата на малом шкиве.

Определяем угол обхвата на малом шкиве:

3.8 Длина ремня.

Определяем длину ремня без участка припуска на соединение концов.

, мм

3.9 Расчётная скорость ремня.

Определяем скорость ремня:

3.10 Окружная сила, действующая в ременной передаче.

Вычисляем окружную силу:

3.11 Выбор ремня.

Из таблицы выбираем ремень БКНЛ с числом прокладок , мм, 3 Н/мм. Проверяем выполнение условия: .

мм;

Условие выполняется.

3.12 Коэффициент угла обхвата.

Определим коэффициент угла обхвата, учитывающий влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива:

C_ = 1 – 0.003 (180 - )

C_ = 1 – 0.003 (180^- 170^) = 0.97

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня С_v

С_v = 1.04 – 0.0004 ²

С_v = 1.04 – 0.0004 15.12² =0.95

С_p = 1 – коэффициент динамичности и режима работы берем из таблицы.

C_= 1 – коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи при наклоне до 60.

Итак, допускаемая рабочая нагрузка на 1мм ширины прокладки, Н/мм:

[р] = р₀C_C_C_pC_;

[р] = 30,950,971,01,0=2,7645 Н/мм