4.12 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни δF1 и колеса δF2, н/мм2:

δ_F2=Y_F2∙Y_β∙(F_t/b₂∙m)∙К_Fα∙K_Fβ∙K_Fυ≤[δ]_F2;

δ_F1=δ_F2∙Y_F1/ Y_F2≤[δ]_F1, где

а) модуль зацепления m=3 мм; ширина зубчатого венца колеса b₂=69 мм; окружная сила в зацеплении F_t=6797.9 Н;

б) коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями К_Fα=0,91;

в) коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба К_Fβ=1;

г) коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи К_Fυ=1,6;

д) коэффициенты формы зуба шестерни и колеса Y_F1=3,76 и Y_F2=3,63;

е) коэффициент, учитывающий наклон зуба Y_β=1;

ж) допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса [δ]_F1=310Н/мм² и [δ]_F2=294Н/мм².

δ_F2=3,63∙1∙(6797.9/69∙4)∙1∙1∙1,22=36.45<[δ]_F2;

δ_F1=36.45∙3,18/3,63=31.93<[δ]_F1.

4.15 Составляем табличный ответ:

Проектный расчёт
Параметр				Значение
Межосевое расстояние αω				230мм
Модуль зацепления m				3
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2				72мм 69мм
Угол наклона зубьев β				0º
Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2				81мм 369мм
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2				27 123
Вид зубьев				прямозубая
Диаметр окружности вершин: шестерни dα1 колеса zα2				87 375
Диаметр окружности впадин: шестерни dF1 колеса dF2				84.6 369.6
Проверочный расчёт
Параметр		Допускаемое значение	Допускаемое
Контактное напряжение δн, Н/мм2		566.8	580.9
Напряжение изгиба, Н/мм2	δF1	31.93	232.5
	δF2	36.45	220.5

Раздел 5 Расчёт открытых зубчатых передач Проектный расчёт

5.1 Выбираем сечение ремня по номограмме 5.2 в зависимости от мощности и частоты вращения. Для данного варианта выбираем клиновой ремень нормального сечения типа Б.

5.2 Определяем минимально допускаемый диаметр ведущего шкива d_1min по таблице 5.4 в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т_ДВ=40,9 Н∙м и выбранного сечения ремня. d_1min =125мм.

5.3 Задаёмся расчётным диаметром ведущего шкива d₁=140мм.

5.4 Определяем диаметр ведомого шкива d₂:

d₂=d₁∙u∙(1–ε), где

а) передаточное число открытой передачи u=3,1;

б) коэффициент скольжения ε=0,02.

d₂=140∙4.4∙(1–0,02)=603.68

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного по таблице К40.

d₂=500 мм.

5.5 Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение Δu от заданного u:

u_ф=d₂/d₁∙(1–ε)=500/140∙(1–0,02)=3.64;

Δu=|u_ф–u|/u∙100%≤3% Δu =│3,64–4.4│/4.4∙100%=2,64%<3%

5.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние α:

α≥0,55∙(d₁+d₂)+h, где

высота сечения клинового ремня h=10,5.

α≥0,55∙(140+500)+10,5=362,5 мм.

5.7 Определяем расчётную длину ремня ℓ, мм:

ℓ = 2 ∙ α + π / 2∙ (d₂ + d₁) + (d₂ – d₁)² / 4 ∙ α = 2 ∙ 362,5 + 3,14 / 2 ∙ (500 + 140) + +(500–140)²/4∙362,5=1819.17 мм

Значение округляем до ближайшего стандартного по таблице К31, ℓ=1800мм.

5.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

α = ⅛ { 2 ∙ ℓ – π ∙ (d₂ + d₁) + (√[2 ∙ ℓ – π ∙ (d₂ + d₁)]² – 8 ∙ (d₂ – d₁)²)} = ⅛ { 2 ∙ 2800 – 3,14∙(500+140)+(√[2∙1800–3,14∙(500+140)]²–8∙(500–140)²}=351.51.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения α на 0,01ℓ=28 мм для облегчения надевания ремня на шкив, для увеличения натяжения ремня необходимо предусмотреть возможность увеличения α на 0,025ℓ=70 мм.

5.9 Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива £₁:

£₁= 180º–57º∙(d₂ – d₁)/α=180–57∙(500–140)/351.51=121.64º.

5.10 Определяем скорость ремня υ, м/с:

υ=π∙d₁∙n₁/(60∙10³)≤[υ], где

а) диаметр ведущего шкива d₁=140мм;

б) частота вращения ведущего шкива n₁=720 об/мин;

в) допускаемая скорость [υ]=25м/с.

υ=3,14∙140∙720/(60∙10³) =5.27<25м/с

5.11 Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

U=ℓ/υ≤[U], где [U]=30с^-1.

U=1,8/5.27=0.34<30.

5.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём с десятью клиньями [P_П]:

[Р_П]=[Р_О]∙C_П∙С_£∙С_ℓ∙С_Z, где

[Р_О]=0,86; C_р=1; С_£=0,87; С_ℓ=0,97; С_Z=0,90.

[Р_П]=1.61∙1∙0,95∙0,89∙0,90=1.22кВт.

5.13 Определяем количество клиновых ремней z:

z=Р_ном/[Р_П]=5.5/1.22=4,5.

5.14 Определяем силу предварительного натяжения F_о:

F_о=850∙Р_ном∙С_ℓ/z∙υ∙С_£∙С_Ð=850∙5.5∙0.89/4.5∙5.27∙0,95∙1=184.75Н

5.15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t:

F_t=Р_ном∙10³/υ=5.5∙10³/5.27=1043,64Н

5.16 Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂:

F₁=F_о+F_t/2∙z=184.75+1043.64/2∙4.5=1228.39Н;

F₂=F_о–F_t/2∙z=184.75–1043.64/2∙4.5=95.4Н.

5.17 Определяем силу давления на вал F_оп:

F_оп=2∙F_о∙z∙sin£₁/2=2∙184.75∙4.5∙sin121.64/2=1446.59Н