4. Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид _.

Контактные напряжения равны

= ,

где Z_σ- коэффициент вида передачи, Z_σ = 8400 для шевронных

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)·0.336=1.151

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(4.53-9)=0.336

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)=0.5·0.5(4+1)=1.25

K =1.03 K_Hβ =1+(1.03-1)0.336=1.01

Динамический коэффициент определим по табл. 10.1 [1]

K_НV=1.091

Окончательно получим

K_H=1.151·1.01·1.091=1.268

Расчетные контактные напряжения

σ_H = =440.6 МПа

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

σ_H =100 =100

Условия изгибной прочности передачи имеют вид _Fj _FPj.

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

,

где Y_F1  коэффициент формы зуба;

K_F - коэффициент нагрузки при изгибе;

Y_  коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Y_= 1  = 0.66

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

Для прямозубых передач принимают Y_ = Y_ε = 1.

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 Z_V2 =165

Y_F1 = 3.47 + =3.749 Y_F2 =3.47 + =3.539

Коэффициент нагрузки при изгибе

K_F = K_Fα K_Fβ K_FV =1.45·1.025·1.272=1.889

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

K_Fα =1+0.15(n_ст-5)= 1+0.15(8-5)=1.45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

K_Fβ = 0.18 + 0.82K =0.18+0.82·1.03=1.025

Динамический коэффициент при НВ₂ < 350

K_FV = 1+ 1.5(K_HV – 1)=1+1.5(1.091-1)=1.272

Напряжения изгиба

_F1= 3.749·0.66· = 83.4 МПа < σ_FP1

_F2= =84.8МПа < σ_FP2

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

Условия изгибной прочности передачи выполняются, поскольку _F1 _FP1 и _F2 _FP2.

5. Силы в зацеплении

Окружная сила F_t = = =4486 Н

Распорная сила F_r = F_t = 4486 = 1994 Н

Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ =137.4 Н•м

Частота вращения ведущего шкива n₁=1470 мин^-1

Передаточное число u= 1.35

Относительное скольжение = 0.015

Тип нагрузки - Переменная

Число смен работы передачи в течение суток n_c= 3

Расчет передачи

1. Выбор ремня

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

тип сечения - B;

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 = 224 мм.

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d₁= 140 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂ = u d₁ = 1.48(1-0.015)224= 314.6 мм.

После округления получим: d₂=315 мм.

3. Фактическое передаточное число

u_ф = =

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d₁ + d₂)= 0.8(224+315)=474.49 мм.

5. Длина ремня

L = 2 + 0.5 (d₁ + d₂) +

L = 2·474.49+0.5 (224+315)+(315-224)²/4·474.49= 1799.48мм.

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

L = 1800 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L – W + )

a=0.25(1800-846.7+ ) = 336.49 мм.

где W = 0.5 (d₁ + d₂)=0.5 (224+315)= 846.7 мм

Y = 2 (d₂ – d₁)²=2(315-224)²=16562 мм²

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= – 57. = 169.01º

7. Скорость ремня

V = = = 17.24 м/с

8. Окружное усилие равно

F_t = = = 1590.2 Н

9. Частота пробегов ремня

= = = 9.58 (1/с)

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

C_u=1.14 – = 1.14- =1.1

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= – – 0.001V² = - = 2.69 МПа

12. Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C C_p= 2.69·0.97·0.65=1.7 МПа

где C – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 1– 0.44 ln = 1-0.44 ln =0.97

C_p – коэффициент режима работы.

C_p = C_н – 0.1(n_c – 1)=0.85-0.1(3-1)=0.65

C_н – коэффициент нагружения, C_н =0.85

13. Расчетное число ремней

Z = = = 5.15

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=6

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75 + q_mV²= 0.75 +0.18·17.24²= 0.3 кН

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin = 2·300·6· sin = 3.54 кН