1. Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23[1]):

_H= (3.31)

_H= = 75,72 МПа;

_H= 75,72 МПа[_h] = 83,565 МПа.

2. Проверка зубьев передачи на изгиб

Проверяем прочность зуба на изгиб.

Эквивалентное число зубьев:

Z_v= = = 57,469. (3.32)

Коэффициент формы зуба по табл. 4.5[1] Yf=2,155.

Напряжение изгиба:

_F= (3.33)

_F= = 3,687 МПа[_-1F] = 16,29 МПа.

Условие прочности выполнено.

Силы действующие на червяк и червячное колесо:

окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:

F_t2 = F_a1 = = = 1216,795 H; (3.34)

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

F_t1 = F_a2 = = = 593,893 H; (3.35)

радиальные силы на колесе и червяке:

F_r1 = F_r2 = F_t2 · tg(20^o) = 1216,795 · tg(20^o) = 442,877 H. (3.36)

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов червячной передачи.

Элемент передачи	Марка материала	Способ отливки	в		[]H	[]F
			H/мм2
Червяк	сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием	-	570	290	-	-
Колесо	БрО10Ф1	отливка в песчаную форму	200	100	135	30

Таблица 3.2. Параметры червячной передачи, мм.

Проектный расчёт
Параметр	Значение		Параметр			Значение
Межосевое расстояние aw	224		Ширина зубчатого венца колеса b2			64
Модуль зацепления m	8		Длина нарезаемой части червяка b1			134
Коэффициент диаметра червяка q	10		Диаметры червяка
			делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1			80 80 96 60,8
Делительный угол витков червяка , град.	21,8
Угол обхвата червяка 2, град.	44,079		Диаметры колеса:
			делительный d2= dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший daM2			368 384 348,8 392
Число витков червяка z1	4
Число зубьев колеса z2	46
Проверочный расчёт
Параметр		Допускаемые значения		Расчётные значения	Примечание
Коэффициент полезного действия		-		90,392
Контактные напряжения H,H/мм2		83,565		75,72
Напряжения изгиба F,H/мм2		16,29		3,687

2. Расчёт 2-й клиноременной передачи

Рис. 4.1

1. Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:

T₂= 223890,27 Н·мм.

2. По номограмме на рис. 7.3[1] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива n₂=261,164 об/мин и передаваемой мощности:

P = T₂·₂(4.1)

P = 223890,27 · 10^-6· 27,349 = 6,123 кВт

принимаем сечение клинового ремня В.

3. Диаметр меньшего шкива по формуле 7.25[1]:

d₃= (3...4) · (4.2)

d₃= (3...4) · = 182,166...242,887 мм.

Согласно табл. 7.8[1] принимаем d₃= 224 мм.

4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]):

d₄=u₂·d₃· (1 -) = 3,2 · 224 · (1 - 0,015) = 706,048 мм. (4.3)

где = 0,015 - относительное скольжение ремня.

Принимаем d₄= 710 мм.

5. Уточняем передаточное отношение:

u_р= 3,218 (4.4)

При этом угловая скорость ведомого шкива будет:

₃= (4.5)

₃= = 8,499 рад/с.

Расхождение с требуемым · 100% = 0,562%, что менее допускаемого: 3%.

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов:

d₃= 224 мм;

d₄= 710 мм.

6. Межосевое расстояние a_следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]):

a_min = 0.55 · (d₃ + d₄) + T₀ = 0.55 · (224 + 710) + 10,5 = 524,2 мм; (4.6)

a_max = d₃ + d₄ = 224 + 710 = 934 мм. (4.7)

где T₀= 10,5 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно значение a_= 536 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле 7.7[1]:

L = 2 · a_ + 0.5 ·  · (d₃ + d₄) + (4.8)

L= 2 · 536 + 0.5 · 3,142 · (224 + 710) + 2649,29 мм.

Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 2650 мм.

8. Уточнённое значение межосевого расстояния a_рс учетом стандартной длины ремняL(см. формулу 7.27[1]):

a_р = 0.25 · ((L - w) + ) (4.9)

где w= 0.5 ·· (d₃+d₄) = 0.5 · 3,142 · (224 + 710) = 1467,124 мм; (4.10)

y= (d₄-d₃)²= (710 - 224)²= 236196 мм. (4.11)

Тогда:

a_р= 0.25 · ((2650 - 1467,124) + ) = 536,396 мм,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 · L = 26,5 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 · L = 66,25 мм для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28[1]:

₁= 180^o- 57 · 180^o- 57 · 128,355^o(4.12)

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: C_p= 1,2.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9[1]: C_L= 0,94.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): C_= 0,849.

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (см. пояснения к формуле 7.29[1]): предполагая, что ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент С_z= 0,85.

14. Число ремней в передаче:

z = 3,385, (4.13)

где Р_o= 3,2 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]).

Принимаем z = 4.

15. Скорость:

V = 0.5 · ₂· d₃= 0.5 · 27,349 · 0,224 = 3,063 м/c. (4.14)

16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]:

F₀=·V²(4.15)

F₀= 0,3 · 3,063²= 567,219H.

где = 0,3 H·c²/м²- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]).

17. Давление на валы находим по формуле 7.31[1]:

F_в = 2 · F₀ · z · sin (4.16)

F_в = 2 · 567,219 · 4 · sin = 4084,647 H.

18. Напряжение от силы F₀находим по формуле 7.19[1]:

Рис. 4.2

₁= 2,466 МПа. (4.17)

где A = 230 мм²- площадь поперечного сечения ремня.

19. Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]):

_и= 2,143 МПа. (4.18)

где Е_и= 100 МПа - для резинотканевых ремней; y - расстояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 4,8 мм.

20. Напряжение от центробежных сил (по формуле 7.19[1]):

_v=· V²· 10^-6= 1100 · 0,003²= 0,01 МПа. (4.19)

где = 1100 кг/м³- плотность ремня.

21. Максимальное напряжение по формуле 7.18[1] будет:

_max=₁+_и+_v= 2,466 + 2,143 + 0,01 = 4,619 МПа. (4.20)

Условие прочности _max7 МПа выполнено.

22. Проверка долговечности ремня:

Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]

а) базовое число циклов для данного типа ремня:

N_oц= 4700000;

б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;

C_i= 1.5 · - 0.5 = 1.5 · - 0.5 = 1,715; (4.21)

в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки С_H= 1 при постоянной нагрузке.

H₀ = N_oц · · C_i · C_H (4.22)

H₀ = 4700000 · · 1,715 · 1 = 53894,696 ч.

продолжительность работы передачи в расчётный срок службы в часах:

t_ = 365 · L_г · C · t_c · k_г · k_c (4.23)

где L_г= 8 - срок службы передачи; С = 2 - число смен;t_c= 8 - продолжительность смены, ч.;k_г= 0,7 - коэффициент годового использования привода;k_c= 0,9 - коэффициент использования привода в течение смены.

t_= 365 · 8 · 2 · 8 · 0,7 · 0,9 = 29433,6 ч.

Таким образом условие долговечности выполнено, т. к. H₀>t_.

23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]):

В_ш= (z- 1) ·e+ 2 ·f= (4 - 1) · 25,5 + 2 · 17 = 110,5 мм.(4.24)

24. Геометрические параметры шкива:

Рис. 4.3

l_р= 19 мм;

h = 14,3 мм;

h_o= 5,7 мм;

f = 17 мм;

e = 25,5 мм;

 = 40^o.

Таблица 4.1. Параметры клиноременной передачи, мм.

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Диаметр ведущего шкива d1	224
Сечение ремня	В	Диаметр ведомого шкива d2	710
Количество ремней Z	4	Максимальное напряжение max, H/мм2	4,619
Межосевое расстояние aw	536,396
Длина ремня l	2650	Предварительное натяжение ремня Fo, Н	567,219
Угол обхвата ведущего шкива 1, град	128,355	Сила давления ремня на вал Fв, Н	4084,647