4.2 Проверочный расчет

Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (87,27+392,75)/2 = 240,1 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 91,27+6 = 97,27 мм

Условие D_заг < D_пред = 200 мм выполняется

Толщина диска заготовки колеса, мм

S_заг = b₂+4, (48)

S_заг =81 мм

Условие S_заг< S_пред=125мм выполняется

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 – для косозубых колес [1c.61],

К_Нα = 1,06 – для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

Окружная скорость

v = ω₂d₂/2000 = 8,7·392,75/2000 = 1,7 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₂/d₂ = 2·428·10³/392,75 = 2179,5 H

σ_H = 376[2179,5(4,5+1)1,06·1,0·1,01/(392,75 ·77)]^1/2 = 245 МПа.

Перегрузка (245 – 261,81)100/261,81 = 6,4% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 – коэффициент формы зуба,

Y_β = 1 – β/140 = 1 –8,4/140 = 0,94,

K_Fα = 0,91 – для косозубых колес,

K_Fβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,2 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 44 → z_v1 = z₁/(cosβ)³ = 44/0,9892³ = 45 → Y_F1 = 3,66,

при z₂ =196 → z_v2 = z₂/(cosβ)³ = 196/0,9892³ = 202 → Y_F2 = 3,63.

σ_F2 = 3,63·0,94·2179,5·0,91·1,0·1,2/2,0·77 = 52,73 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 = 52,73·3,66/3,63 = 53,17 МПа < [σ]_F1.

Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5 Расчет клиноременной передачи

5.1 Проектный расчет

Выбрать сечение ремня.

Сечение ремня выбрать в зависимости от номинальной мощности двигателя Р_ном = 4 кВт и его частоты вращения n_ном = 1430 об/мин.

Выбираем ремень нормального сечения «А».

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т_дв=26,73 Н/м и выбранного сечения ремня «А»

d_1min=100мм

Задаться расчётным диаметром ведущего шкива

d₁=100 мм

Определяем диаметр ведомого шкива ,d₂ мм;

d₂= d₁*u(1-έ)

где, u-передаточное число ремённой передачи, u=3,82;

έ-коэффициент скольжения, έ=0, 01 ;

d₂= 100*3,82*0, 99=378,18 мм,

по стандартному ряду выбираем d₂=380 мм;

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение u∆,%, от заданного u, мм;

u_ф= d₂/ d₁(1- έ)

u_ф= 378,18/99=3,82

∆u = u_ф-u/u*1003%

∆u =(3,82-3,82)/3,82 *100 = 0 (отклонений нет)

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм;

а≥0,55*(d₁+d₂)+h,

где, h-высота сечения клинового ремня, h=8 ;

а≥0,55*(100+378,18)+8=270,99

Определяем расчётную длину ремня L, мм;

L =2а+π/2*(d₁+d₂)+( d₂-d₁)²/ 4а )

L =2*270,99+3,14/2*(100+378,18)+(378,18-100)²/4*270,99=1364,11 мм;

По стандартному ряду длина ремня выбирается равной 1400 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине;

а=⅛[2 L - π(d₁+d₂)+ √{(2l-π(d₁+d₂)²)-8*(d₂-d₁)²}](61)

а=⅛[2*1400-3.14*478,18+ √{(2*1400-3.14*(478,18)²}-8*(278,18)²}]=291,44 мм

Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива α₁, град;

α₁=180˚-57˚* d₂-d₁/a; α120⁰

α₁=180˚-57˚*278,18/291,44=126⁰

Определяем скорость ремня υ, м/с;

[υ]≥ υ =π* d₁*n₁/60*10³

где d₁ и n₁ диаметр ведущего шкива и его частота вращения

υ=3.14*100*1430/60*10³=7,5 м/с

Условие [υ] ≥ υ выполняется.

Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1;

[U]≥ U= υ/ L

где [U] - допускаемая частота пробегов [U]=30 с^-1; соотношение [U]≥ U условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000-5000 часов.

U=7,5/1000=0,0075 с^-1

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём, [P_n] кВт;

[P_n]= [P₀] C_р*С_α*С_L*C_z

где C-поправочные коэффициенты:

C_р = 1, С_α = 0, 845, С_L = 1, C_z = 0, 9;

[P₀] – приведённая мощность, допускаемая одним клиновым ремнём, [P₀]=1,27

C_р – для двухсменной работы минус 0, 1

[P_n]=1, 27*0,9*0,845*1*0, 9=0, 87

Определяем количество клиновых ремней, Z

Z=Р_ном/Р_n, Z5

Z=4/0,87=5

Определяем силу предварительного натяжения, F_o, Н;

F_o=850* Р_ном* С_L / Z *υ* C_р* С_α

Fo=850*4*1 / 5*7,5*0,89*0,845=121,13 Н

Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней, Ft, Н

F_t= Р_ном*10³/ υ

F_t=4*10³/7,5=533,3 Н

Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н

F₁= F_o+ F_t/2 Z

F₂= F_o- F_t/2 Z

F₁=121,13+533,3/2*5=174,46 Н

F₂=121,13-533,3/2*5=67,8 Н

Определяем силу давления ремней на вал, F_on, Н

F_on =2* F_o* Z*sin α₁ /2

F_on =2*121.13*5*sin125/2=496,12 Н