3.2Проверочный расчёт расчёт

18. Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

Рис. 2. Эпюра суммарных напряжений ремня.

 = ₁ + _и + _v  []_p, (3.17)

где:

[]_p = 10 Н/мм² - допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней;

₁ - напряжение растяжения в плоском ремне:

₁ (3.18)

₁ = 1,17 Н/мм², здесь:

A = 47 мм² - площадь сечения ремня (табл. K31[3]);

_и - напряжение изгиба:

_и = E_и · = 80 · = 7,619 Н/мм², (3.19)

где:

E_и = 80 МПа - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

h = 6 мм - параметр клинового ремня (табл. K31[3]);

_v - напряжение от центробежных сил:

_v =  · V² · 10^-6 = 1400 · 9,47² · 10^-6 = 0,126 Н/мм², (3.20)

где:  = 1400 кг/м³ - плотность материала ремня. Тогда:

 = 1,17 + 7,619 + 0,126 = 8,915 Н/мм²  []_p = 10 Н/мм²

Условие прочности выполнено.

19. Геометрические параметры шкива:

Ширина шкивов В_ш:

В_ш = (z - 1) · e + 2 · f = (4 - 1) · 12 + 2 · 8 = 52 мм. (3.21)

Рис. 3. Шкив клиноременной передачи.

Остальные величины стандартные.

l_р = 8,5 мм;

h = 7 мм;

t = 2,5 мм;

f = 8 мм;

e = 12 мм;

 = 34^o.

Таблица 4. Параметры клиноременной передачи, мм.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Диаметр ведущего шкива d1	63
Сечение ремня	О	Диаметр ведомого шкива d2	90
Количество ремней Z	4	Максимальное напряжение max, H/мм2	8,915
Межосевое расстояние aw	355
Длина ремня l	950	Предварительное натяжение ремня Fo, Н	33,671
Угол обхвата ведущего шкива 1, град	176	Сила давления ремня на вал Fв, Н	267,912

4Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 4. Передача зубчатая цилиндрическая косозубая.

4.1Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 230

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 200

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]), будут:

[_H] = (4.1)

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

_{H lim b} = 2 · HB + 70 (4.2)

_{H lim b (шестерня)} = 2 · 230 + 70 = 530 МПа;

_{H lim b (колесо)} = 2 · 200 + 70 = 470 МПа;

[S_H] - коэффициент безопасности [S_H]=1,1; K_HL - коэффициент долговечности.

K_HL = , (4.3)

где N_H0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни N_{H0(шест.)} = 17000000; для стали колеса N_H0(кол.) = 10000000;

N_HE = 60 · n · c · t_ · K_HE (4.4)

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n_(шест.) = n₁ = 1913,994 об./мин.; n_{(колеса)} = n₂ = 425,332 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t_ = 15000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

K_HE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

K_HE = _ (4.5)

K_HE = · · + · · + · · = 0,252

Тогда:

N_{HE(шест.)} = 60 · 1913,994 · 1 · 15000 · 0,252 = 434093839,2

N_HE(кол.) = 60 · 425,332 · 1 · 15000 · 0,252 = 96465297,6

В итоге получаем:

К_{HL(шест.)} = = 0,583

Так как К_{HL(шест.)}<1,0, то принимаем К_{HL(шест.)} = 1

К_HL(кол.) = = 0,685

Так как К_HL(кол.)<1,0, то принимаем К_HL(кол.) = 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ _H3 ] = = 481,818 МПа;

для колеса [ _H4 ] = = 427,273 МПа.

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:

[ _H ] = 0.45 · ( [ _H3 ] + [ _H4 ] ) (4.6)

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[ _H ] = 0.45 · (481,818 + 427,273) = 409,091 МПа.

Требуемое условие выполнено :

[ _H ] = 409,091 МПа < 1.23 · [ _H4 ] = 1.23 · 427,273 = 525,545 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : K_Hb = 1,25 .

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем: _ba = = 0,3, (см. стр.36[1]).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:

a_w = K_a · (u₂ + 1) · (4.7)

a_w = 43.0 · (4,5 + 1) · = 81,465 мм.

где для косозубых колес К_a = 43,0, передаточное число передачи u₂ = 4,5; T₂ = 33242,204 Н·мм - вращающий момент на колесе.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66: a_w = 80 мм .

Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01...0.02) · a_w мм, для нас: m_n = 0,8 . . . 1,6 мм, принимаем:

по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) m_n = 1 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев  = 10 ^o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):

z₃ = = = 28,649 (4.8)

Примем: z₃ = 29.

z₄ = u₂ · z₃ = 4,5 · 29 = 130,5 = 130 (4.9)

Уточненное значение угла наклона зубьев будет:

cos() = = = 0,99375 (4.10)

 = 6,409^o

Основные размеры шестерни и колеса:

Рис. 5. Зацепление зубчатой цилиндрической передачи.

диаметры делительные:

d = (4.11)

d₃ = = = 29,182 мм;

d₄ = = = 130,818 мм.

Проверка: a_w = = = 80 мм.

диаметры вершин зубьев:

d_a = d + 2 · m_n (4.12)

d_a3 = d₃ + 2 · m_n = 29,182 + 2 · 1 = 31,182 мм;

d_a4 = d₄ + 2 · m_n = 130,818 + 2 · 1 = 132,818 мм.

ширина колеса: b₄ = _ba · a_w = 0,3 · 80 = 24 мм; (4.13)

ширина шестерни: b₃ = b₄ + 5 = 24 + 5 = 29 мм; (4.14)

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd = = = 0,994 (4.15)

Окружная скорость колес будет:

V = = = 2,925 м/c; (4.16)

При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

K_H = K_H · K_H · K_H. (4.17)

Коэффициент K_H=1,109 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент K_H=1,074 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент K_H=1 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

K_H = 1,109 · 1,074 · 1 = 1,191