3.10. Определение окружной скорости вращения ремня.

d₁=80 мм = 0,08 м

v= (d₁n_эд)/60 =(x0,09x936)/60 = 3,92 м/c

3.11. Определение силы натяжения ветви ремня.

Сила натяжения ветви вала рассчитывается по формуле (7.30), источник №1, стр. 136.

Коэффициент = 0,06 (для ремня типаO) берем из стандартного ряда (источник №1, стр. 136).

3.12. Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи.

Данная сила рассчитывается по формуле (7.31), источник №1, стр. 136.

F_B = 2F₀ zsin(₁/2) = 2·96,12·5·sin(161 ⁰/2) = 948 H

3.13. Определение ширины обода шкива

Ширина обода шкива рассчитывается по формуле, источник №1, стр. 138.

где (источник №1, стр. 138, табл. 7.12): е – 12,0 f = 8,0.

(согласно ГОСТу 20889-80 и сечению ремня)

Таблица 2: Перечень величин, рассчитанных в главе 3.

Величина	Значение
Диаметр меньшего шкива, d1(Уточнен по ГОСТ 17383-73)	80 мм
Диаметр большего шкива, d2(Уточнен по ГОСТ 17383-73)	200 мм
Относительное скольжение ремня, 	0,015
Уточненное передаточное отношение для клиноременной передачи	2,5%-погрешность
Уточненное межосевое расстояние, а	365мм
Длина ремня, LP(Уточнена по ГОСТ 1284.1-80)	1180мм
Угол обхвата, 1	161 0
Число ремней, z	5
Окружная скорость вращения ремня, v	3,92 м/c
Cила натяжения ветви ремня,F0	96,12 H
Cилa, действующая на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи,FB	948 H
Ширина обода шкива, Bш	49,6 мм

Клиноременная передача по ГОСТ 17383-73

80

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи. Исходные данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 36,88 H·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 111,4 Н·м

Частота вращения ведущего вала редуктора, n₁=378 об/мин

Частота вращения ведомого вала редуктора, n₂= 120 об/мин

Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами, i_кон= 3,15

Коэффициент ширины зубчатого колеса, _{b Re}=0,285

Цель расчета:

1. Выбрать материалы, из которых будут выполнены колесо и шестерня передачи.

2. Определить предельно допустимое значение контактного напряжения.

3. Рассчитать внешний делительный диаметр.

4. Рассчитать геометрические параметры передачи.

5. Произвести проектный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

6. Произвести проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

4.1. Выбор материала для передачи.

Так как по расчетам, M₂ = 111.4 Н·m, то возьмем материал Сталь 45 (стр 34 источник 1).

Берем диаметр заготовки для шестерни d_заг.ш =_.80 мм, тогда диаметр заготовки для колеса возьмем:d_заг.к.=d_заг.ш·i_кон= 90·3,15 = 252 мм

Твердость выбранных материалов составляет:

Для заготовки под шестерню 230 HB

Для заготовки под колесо 200 HB

4.2. Проектировочный расчет выносливости передачи по контактным напряжениям.

4.2.1. Определение допускаемых контактных напряжений.

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9.), источник №1, стр. 33.

Примем (по условиям проекта), что K_HL = 1; [S_H] = 1,1. Значение_{H lim b}берем из таблиц 3.2. и 3.3., источник №1, стр. 34.= 2НВ+70=2x200+70=470

[_H] =МПа

4.2.2. Определение внешнего делительного диаметра колеса.

Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12289-76 примем

По условию проекта у нас прямозубое колесо, тогда K_d= 99

Коэффициент K_H(из таблицы 3.1, источник №1, стр. 32) примем равным 1,2-1,35

K_H=1,30

Далее определим внешний делительный диаметр колеса.

мм

По ГОСТ 12289-76 d_e2округлим до 225 мм (стр.49 источник 1)

Погрешность:

4.3. Расчет геометрических параметров передачи.

4.3.1. Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Выберем число зубьев шестерни равным 25.(стр.49 источник 1)

z_{1 шест.} = 25

Тогда число зубьев колеса будет равно z_{2 кол.} =i_кон.·z_{1 шест.} = 3,15·25 = 79

4.3.2. Определение внешнего окружного модуля.

Внешний окружной модуль определим по формуле

m_e =d_e2 /z₂= 225/79= 2,848

4.3.3. Определение углов делительных конусов.

Определим углы делительных конусов ₁и₂ .

Для колеса: ₂=arctgi_кон.=arctg3,15= 72,39^O

Для шестерни: ₁ = 90^O -₂= 90^O–72,39^O= 17,61^O

4.3.4. Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

R_e=мм

Ширина зуба рассчитывается по источнику №2, стр. 282.

Для колеса: b₂=R_e·_{b Re}=0,285x118= 34 мм

Для шестерни: b₁=b₁+2 = 36 мм

4.3.5. Определение внешнего делительного диаметра шестерни.

Рассчитаем делительный диаметр шестерни:

d_e1=m_e.z_1.=2,848·25 = 72мм

4.3.6. Определение среднего конусного расстояния.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Среднее конусное расстояние: мм.

4.3.7. Определение среднего окружного модуля.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Средний окружной модуль: мм

4.3.8. Определение среднего делительного диаметра.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Средний делительный диаметр шестерни :

Для шестерни: d₁ =mz₁=2,438x25=61 мм.

Для колеса: d₂ =mz₂=2,438x79=192,6 мм.

4.3.9. Определение параметров зубьев

Расчет производим по ГОСТ 19624-72 (таблица 3.11, источник №1, стр.50).

- внешняя высота головки зуба: h_ae=m_e= 2,8 мм

- внешняя высота ножки зуба: h_fe= 1,2m_e= 3,4 мм

- угол ножки зуба: _f=arctgh_fe/R_e=arctg3,4/118 = 1,65⁰

-внешняя высота зуба: h_e=2,2m_e= 6,2 мм

4.3.10 Определение внешнего диаметра шестерни и колеса по вершине зубьев

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50).

Внешний диаметр шестерни и колеса по вершине зубьев:

Для шестерни: d_ae1=d_e1+ 2h_aecos₁=72+2x2,8xcos17,61= 76,5 мм

Для колеса: d_ae2=d_e2+ 2h_aecos₂=225+2x2,8xcos72,39=227мм

4.3.11. Определение среднего окружного модуля.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50). Но прежде определим среднее конусное расстояние.

Для шестерни: R₁=R_e-0,5b₁= 118–0,5·36 = 100 мм

Для колеса: R₂=R_e-0,5b₂= 118–0,5·34 = 101 мм

средний окружной модуль:

Для шестерни: m₁=m_e·R₁/R_e= 2,848·112/118= 2,41 мм

Для колеса: m₂=m_e·R₂/R_e= 2,848·111,5/118= 2,69 мм

4.3.12. Определение коэффициента ширины шестерни по среднему диаметру

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

ψ_bd=b₁/d₁=36/61=0,59=0,6

4.3.13. Определение окружной скорости вращения шестерни и колеса.

Рассчитаем окружную скорость вращения по формуле

4.4. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

Выполним проверочный расчет по формуле (3.27.), источник №1, стр. 47.

Где К_Н – есть коэффициент, определяемый соотношением (см. стр. 49, источник №1):

При заданной твердости стали (НВ < 350) и несимметричном расположении колес относительно опор (сказывается влияние того, что со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев) примем значение коэффициента К_Нβ, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, равное: К_нβ = 1,24 (источник №1, стр. 39, табл. 3.5).

У нас прямозубые колеса следовательно К_Нα =1.

Значение динамического коэффициента принимают в зависимости от окружной скорости, твердости поверхности зубьев НВ и степени точности 8. (источник №1, табл. 3.6, стр. 40). Выберем К_нv = 1,05.

Подставляя числовые данные, получим:

.

После определения численного значения коэффициента К_Н мы можем определить значение контактного напряжения:

= 427 МПа (см. 4.2.1.)

>

Проверка выполнена успешно.

Посчитаем недогруз системы