Выбор марки стали для изготовления зубчатых колес.
Для варианта т.о IV марки стали различны для шестерни и колеса. При выборе конкретной стали по табл. 2.1. [1] диаметр заготовки шестерни недолжен превышать предельного значения , а для колеса толщины заготовки диска и обода предельного значения
Тогда:
(160)
(161)
(162)
По табл. 2.2. [1] принимаем для шестерни легированную сталь 20Х, а для изготовления колеса – легированную саль 40Х. по табл. 2.1. [1] имеем:
Для шестерни (т.о. улучшение + цементация + закалка, твердость активной поверхности зубьев 56…63 HRCЭ), столь 20Х
(163)
Для колеса (т.о. улучшение + закалка ТВЧ, твердость активной поверхности зубьев 45…50 HRCЭ), столь 40Х
(164)
Сталь 20Х подходит для изготовления шестерни, а сталь 40Х – для колеса.
Проверочный расчет передачи на контактную прочность активных поверхностей в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке).
Предельные допускаемые контрактные напряжение при проверке на пиковую нагрузку определим но формуле:
Для шестерни (т.о. улучшение + цементация + закалка):
(165)
Для
колеса (т.о. улучшение + закалка ТВЧ)при
:
(166)
Минимальная
величина
Максимальные контактные напряжения при действии пиковой нагрузки:
(167)
Контактная прочность зубьев цилиндрической передачи при действии пиковой нагрузки обеспечивается, так как выполняется условие:
(168)
Проверочный расчёт на изгибную прочность зубьев колеса в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке).
Предельные допускаемые напряжения изгиба при проверке на пиковую нагрузку по табл. 2.4. [1]:
Для шестерни (т.о. улучшение + цементация + закалка):
Для колеса (т.о. улучшение + закалка ТВЧ)при :
Расчетные максимальные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса при пиковой нагрузке:
(169)
(170)
Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса в момент действия пиковой нагрузки при пиковой нагрузке обеспечивается, так как выполняется условия:
(171)
(172)
Силы в зацеплении конической зубчатой передачи с прямыми зубьями.
Окружная
сила в зацеплении, согласно п. 2.2.5.,
при этом:
(173)
Направление сил противоположны.
Радиальная сила на шестерне:
Н (174)
Осевая
сила на колесе
.
Направление сил противоположны.
Осевая сила на шестерне:
(175)
Радиальная
сила на колесе
.
Направление сил противоположны.
Расчет открытой клиноременной передачи
Принимаем тип клиновой ремень типа Б согласно рис. 7.3. стр. 134 [2].
Принимаем минимальный диаметр согласно таблицы 7.7. стр. 131 равным 125 мм.
Определим диаметр ведомого шкифа по формуле:
(176)
где ε – коэффициент скольтжения, находящийся в интервале 0,01…0,02, принимаем в нашем случае равным 0,01.
принимаем
Определим фактическое передаточное отношение:
(177)
Определим ориентеровочно межолесое растояние.
(178)
где h(H) – высота сечение клинового ремня, выбираем для нормального сечения типа Б по таблице 7.7. стр. 131 [2] равным 10,5 мм.
принимаем
Определим расчетную длину ремня.
(179)
округляем до ближайшего стандартного значения по таблице 7.7. стр. 131 [2], и принимаем l=1400 мм.
Уточняем значение межосевого растояния по стандартной длине ремня.
(180)
Определи угол обхвата ремнем ведущего шкифа
(181)
Определим скорость ремня.
(182)
Определим частоту пробегов ремня.
(183)
Так как U меньше 30 с-1 то гарантируется долговечность работы ремня.
Определим допускаемую мощности передаваемую одним клиновым ремнем.
(184)
где [PO] – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, выбирается по таблице 7.8. стр. 132 [2]равным 2,3 кВт.
С – поправочные коэффициенты.
тогда:
(185)
Определим количество клиновых ремней.
(186)
принимаем количество ремней равным 4.
Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня.
(187)
Определим окружную силу передаваемую комплектом клиновых ремней.
(188)
Определим сиды натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня.
(189)
(190)
Определим силу давления на вал комплекта клиновых ремней.
(191)