3 Расчет клиноременной передачи

3.1 Выбор сечения ремня.

По номограмме [4, c.1]

Выбираем сечение Б поГОСТ1284.1-ГОСТ1284.3-80

Сечение	bp. мм	b мм	T0 мм	Площадь сечения Ар мм.	Масса Кг/м	Расчетная длина Lp мм	∆L=LP-LВН	Минимальный диаметр шкива dmin мм
Б	14	17	10,5	138	0,18	800…6300	40	125

3.2 Диаметры ведущего и ведомого шкивов

U_ф=

Для шестерни: сталь 40Х, HB 269-302, улучшение. (HB_ср3 285,5). σ_b = 900, σ_T = 750. [4, c.6]

Для колеса: сталь 40Х, HB 235-262, улучшение. (HB_ср = 248,5). σ_b = 790, σ_T = 640. [4, c.7]

3.2 Допускаемые напряжения изгиба, МПа

, (3.1)

где - предел выносливости зуба при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (табл.2 [3,c.1])

= 1.8HB ₃ = 1,8*285,5 = 513,9Мпа ₄ = 1,8*248,5 = 447,3МПа [4, с.7]

S_F – коэффициент безопасности; S_F = 1,7…2,2, S_F = 1,9 [4, с.7]

, (3.2)

здесь N_F0 – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей N_F0 = 4*10⁶ [4, c.7]

N_FE – эквивалентное число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

При постоянной нагрузке

N_FE = 60*c*n_i*t_∑ (3.3)

здесь с – число одинаковых колес, сцепляющихся с рассчитываемым;

n_i - частота вращения рассчитываемого колеса, n₂ = 97,5 об/мин, n₃ = 24,375 об/мин.

t_∑ - срок службы привода (ресурс), ч. t_∑ = 16*10³ ч.

N_FE3 = 60c*n₂* t_∑ = 60*1*97,5*16*10³ = 93,6*10⁶

N_FE4 = 60c*n₃* t_∑ = 60*1*24,4*16*10³ = 23,4*10⁶

При N_FE > N_FO следует принимать K_FL = 1 [4, c.7]

[σ_F3] = МПа

[σ_F3] = МПа

3.3 Ориентировочное значение модуля зацепления

m^’ = , мм (3.4)

где T_i – вращающий момент на том из колес пары, для которого отношение будет меньше;

[F_Fi] – допускаемые напряжения изгиба для шестерни колеса;

Коэффициенты K_Fβ^’ , K_изн , Ψ_bd [4, c.8]

Y_Fi – коэффициент формы зуба шестерни или колеса, определяемого в зависимости от числа зубьев Z_i;

Z₃ – число зубьев шестерни; Z₃ = 20;

Z₄ – число зубьев колеса; Z₄ = Z₃ * u₂ – предварительное число зубьев колеса; Z₄ = 20 * 4 = 80

Y_F3 = 4,07 при Z₃ = 20;

Y_F4 = 3,61 при Z₄ = 80; [4,c.8]

[σ_F3] / Y_F3 = 270,5 / 4,07 = 66,5

[σ_F4] / Y_F4 = 235,4 / 3,61 = 65,5

Следовательно, расчет ведем по колесу T_i=T₃ = 3686 Нм

m=мм.

Стандартное значение m= 6 мм. [4,c.8]

3.4 Основные геометрические размеры колес

3.4.1 Диаметры делительных окружностей, мм

d₃=m*z₃= 6*20 = 120

d₄=m*z₄= 6*80 = 480

3.4.2 Диаметр окружностей выступов, мм

d_a3=d₃+ 2m= 120 + 2*6 = 132

d_a4=d₄+ 2m= 480 + 2*6 = 492

3.4.3 Диаметр окружностей впадин, мм

d_f3=d₃ – 2,5m= 120 – 2,5*6 = 105 мм

d_f4=d₄ – 2,5m= 480 – 2,5*6 = 465 мм

3.4.4 Рабочая ширина венца шестерни и колеса, мм

b₃=Ψ_bd*d= 0,4*120 = 48 мм

b₄=b₃– (4…6) = 40 – 5 = 44 мм

3.5 Межосевое расстояние, мм

a_w= (d₂+d₁) / 2 = (120 + 480 ) / 2 = 300 мм

3.6 Окружная скорость колес в зацеплении, м/с

V=ώ₂d₃/ (2*10³) = 10,205*120/2*10³= 0,61 м/с

Принимаем степень точности 8.

3.7 Уточнение коэффициента нагрузки

K_β = 1 для прирабатывающихся зубьев.

3.8 Расчет напряжений изгиба для шестерни и колеса

(3.5)

Y_b1= 1 для прямозубых колес;

Y_ε= 1 коэффициент учитывающий перекрытие зубьев

МПа(3.6)

3.9 Усилия в зацеплении

3.9.1 Окружная сила, H

F_t3= -F_t4== 15358H

3.9.2 Радиальная сила, H

F_r3= -F_r4=F_t1tgα_w

где α_w = 20⁰– угол зацепления

F_r3= -F_r4= 15358*tg20⁰= 4990H