3.4 Проверочный расчет

3.4.1 Проверочный расчет на контактную выносливость

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии К_Hβ

К_Hβ = 1,1

Коэффициент динамической нагрузки К_HV

К_HV=1,06

Контактные напряжения при расчёте на выносливость _H

.

3.4.2 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

3.4.2.1 Коэффициент формы зуба Y_F; X=0.

Y_F1=4,08; Y_F2=3,61;

3.4.2.2 Коэффициент, учитывающий многопарность зацепления Y_ε

3.4.2.3 Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Y_

3.4.2.4 Коэффициент распределения нагрузки при расчете на изгиб

К_Fα= К_Hα =1.

3.4.2.5 Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб

К_F=1,21.

3.4.2.6 Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб

К_FV=1,11.

3.4.2.7. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.

3.4.3 Проверочный расчет на статическую прочность при однократных перегрузках

3.4.3.1 Максимальные контактные напряжения при перегрузке.

3.4.3.2 Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.

4.Расчет ременной передачи

4.1 Тип ремня - плоский приводной резинотканевый ремень Бельтинг Б-820 типа Б

4.2 Минимальный диаметр

d_1min= (52...64) ·=(52...64)·= 139,1...171,2 мм

Принимаем d₁=140 мм

d₂=d₁·u= 140·2,02=282,8 мм

Принимаем d₂= 280 мм

4.3 Минимальное межосевое расстояние

a_min =2(d₁+ d₂) =2(140+280)=840 мм

4.4 Проверка угла обхвата на малом шкиве

α=180º-57(d₂-d₁)/a > [α]=150º

α=180º-57(280-140)/840 = 170,5º > [α]=150º

4.5 Определение расчетной длины ремня

l = 2·a + 0,5π(d₂+d₁)+(d₂-d₁)² / 4·a

l = 2·840 + 0,5·3,14(280+140)+140² / 4·840=2345,2 мм = 2,35 м

С учетом сшивки ремня применяем общую длину L= 2500 мм = 2,5 м

4.6 Окружная скорость ремня

V₁=π·d₁·n₁/(60·1000)

V₁=3,14·140·2910/(60·1000)=21,32 м/с

4.7 Проверка частоты пробегов

U=V/l

U=21,32/2,35=9,07 c^-1

4.8 Окружная сила

F_t=2·10³·T₁/d₁

F_t=2·10³·19,15/140=273,57 Н.

4.9 Полезное допускаемое напряжение проектируемой передачи

[σ_t]=[σ_t]₀·C_α·C_v·C₀·C_p

[σ_t]=2,17·0,97·1·1·0,8=1,68 МПа

4.10 Необходимая площадь поперечного сечения ремня

bδ= F_t/[σ_t]

bδ=273,57/1,68=162,8 мм²

δ=d₁/30=140/30=4,66

Выбираем δ=3·1,25=3,75 мм

4.11Определяем ширину ремня

b=F_t/([σ_t]·δ)

b=273,57/1,68·3,75=43,4 мм

Принимаем b=40 мм

Фактическая площадь поперечного сечения ремня

bδ=40·3,75=150 мм²

4.12 Находим ширину шкива

B=1,1b+10мм

B=1,1·40+10=54 мм

Принимаем B=50 мм

4.13 Вычисляем нагрузку на валы и опоры

F_r=2·F₀·sin(α₁/2)

F₀=σ₀·b·δ = 1,8·40·3,75=270 Н

F_r=2·270·sin(170,5º/2)=538,1 Н.

5. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников

5.1 Расчет быстроходного вала цилиндрического прямозубого редуктора

Исходные данные для расчёта

1. Крутящий момент на валу Т = 36,37 Н·м;

2. Диаметр колеса = 224 мм; модуль зубьев m=2 мм.

3. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двукратная кратковременная перегрузка.

5.1.1 Выбор материала вала, вида его термической обработки

Материал вала - сталь 45, улучшенная, со следующими характеристиками статической прочности и сопротивления усталости: временное сопротивление , предел текучести.

5.1.2 Определение диаметра конца вала d

Предварительно диаметр вала d оценивают из расчета только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях. Диаметр вала d определяют по формуле

где [τ] = 25 МПа – допускаемое напряжение кручения.

Полученный диаметр вала округляется по стандартному ряду Ra40 – принимаем диаметр вала d = 20 мм.

5.1.3 Конструирование вала

5.1.3.1 Диаметр цапфы вала подшипника определяется по формуле

,

где t_цил=2 мм - высота заплечика.

Полученный диаметр цапфы вала подшипника округляется по стандартному ряду Ra40 – принимаем диаметр вала

d_δп=d_п+3,2·r=25+3,2·1,5=29,8 мм, принимаем d_δп =30 мм

5.1.3.2 Для вычерчивания конструкции и составления расчетной схемы вала принимаем:

- длину посадочного конца вала = (1,5...2) · 20 = (30…40) мм, принимаем;

- длину промежуточного участка быстроходного вала