Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

= ,

· где Z_σ- коэффициент вида передачи, Z_σ = 8400 для косозубой передачи,

K_Н - коэффициент контактной нагрузки,

K_Н = K_Hα K_Hβ K_НV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Hα =1+ A (n_ст – 5) K_w =1+0.15(8-5)·0.293=1.13

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ₂ < 350

K_w = 0.002НВ₂ + 0.036(V – 9)=0.002·248.5+0.036(1.94-9)=0.201

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Hβ =1+ (K – 1) K_w,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9.1 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)=0.5·0.4(4.5+1)=1.1

K =1.05 K_Hβ =1+(1.05-1)0.293=1.015

Динамический коэффициент определим по табл. 10.1 [1]

K_НV=1.02

Окончательно получим

K_H=1.13·1.015·1.02=1.17

Расчетные контактные напряжения

σ_H = =462.7 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%.Так как σ_H>σ_HP, выполним расчет перегрузки по контактным напряжениям:

σ_H =100 =100

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj s_FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_F1 - коэффициент формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y_b - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность (для косозубой передачи Y_b= 0.52): Y_b= 1 -

Y_ε - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y_ε =

Здесь ε_α – коэффициент торцевого перекрытия, который для нулевых передач приближенно определяют по формуле

ε_α = [1.88 – 3.2( + )] cos β

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Коэффициенты формы зуба

Y_Fj=3.47 + + 0.092 ,

где Z_Vj - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач Z_Vj = Z_j, для непрямозубых передач Z_Vj = .

Z_V1 = 42.7 Z_V2 =192.3

Y_F1 = 3.47 + =3.78 Y_F2 =3.47 + =3.54

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV =1.45·1.041·1.03=1.55

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα =1+0.15(8-5)=1.45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K =0.18+0.82·1.05=1.041

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5(K_HV – 1)=1+1.5(1.02-1)=1.02

Напряжения изгиба

s_F1= 3.78·0.52· =293.9 МПа < σ_FP1

s_F2= =255,8 МПа < σ_FP2

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5 %, недогрузка не регламентируется.

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку s_F1 s_FP1 и s_F2 s_FP2.

Силы в зацеплении

Окружная сила F_t = 6866 Н

Распорная сила F_r = 2499 Н

Осевая сила Н

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = 86,7 Н•м

Частота вращения ведущего шкива n₁= 731,3 мин^-1

Передаточное число u=4

Относительное скольжение = 0.015

Угол наклона передачи к горизонту 12⁰

Тип нагрузки - Переменная

Число смен работы передачи в течение суток n_c=2

Расчет передачи

1. Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения - В ;

площадь поперечного сечения A=138 мм²;

ширина нейтрального слоя b_p= 14 мм;

масса погонного метра ремня q_m= 0,18 кг/м.

2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1.3) [1]:

d₁ = 40 = 40*³√86,7=177

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d₁= 180 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂ = u d₁ =4(1-0,015)*180=709,2

После округления получим: d₂= 710 мм.

3. Фактическое передаточное число

u_ф = =710/180*(1-0,015)=4

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d₁ + d₂)=0,8(710+180)=712

5. Длина ремня

L = 2 + 0.5 (d₁ + d₂) + =2*712+0,5*3,14*(180+710)+(710-180)²/4*712=2919

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.77 [1]:

L = 3000 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L – W + )=0,25*(3000-1397,3+√(3000-1397,3)²-561800)=754

где W = 0.5 (d₁ + d₂)=0,5*3,14*(180+710)=1397,3

Y = 2 (d₂ – d₁)²=2*(710-180)² =561800

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= – 57. = 180^о-57,3^о*(710-180)/754=139,7

7. Скорость ремня

V = =3,14*180*731,3/60000=6,8

8. Окружное усилие равно

F_t = =2000*86,7/180=963,3

9. Частота пробегов ремня

= =1000*6,89/3000=2,29

10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

C_u=1.14 – =1,14-0,14/4^3,8=1,139

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= – – 0.001V² =5,55/1,139^0,09 - 6*14^1,57 / 1,139*180-0,001*6,8²=3,589

12. Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C C_p=2,17

где C – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 1– 0.44 ln =1-0,44ln180^o/2.17=0.837

C_p – коэффициент режима работы.

C_p = C_н – 0.1(n_c – 1)=0.85-0.1(2-1)=0.75

C_н – коэффициент нагружения, C_н =0.85

13. Расчетное число ремней

Z = =963.3/2.17*0.95*138

=3.74≈4

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3) [1], предварительно приняли С_z=0.95.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75 + q_mV²=0.75*963.3/4*0.837*0.75+6.8²0.18=0.287

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin =2*287*4sin(2.17/2)=2.16

Расчет валов

Расчет тихоходного вала