Проверочный расчет зубчатой передачи

Проверка контактных напряжений:

(27)

где К - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376;

- окружная сила в зацеплении,

1955 H (28)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес =1,15;

- коэффициент, ;

- коэффициент динамической нагрузки, определяется согласно таблицы П27 [4],

= 373,6 Н

373,6 ≤ 409

Условие выполняется. Недогруз составляет 8,8%.

Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса .

(29)

(30)

где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес ,

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев ;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи, определяется таблицы П26[4], =1,03

, - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице П28 [4], в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

z’_v= z₁/(cosβ)³ = 35/0,9895 = 35,37

z’’_v = z₂/(cosβ)³ = 252/0,9895 = 254,67

= 3,8;

= 3,76;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба

= 1- (β/140⁰) =1- (4,78/140) = 0,966 (31)

= 101,58 195,7

= 102,66 226,6

5 Расчёт открытой плоскоременной передачи

5.1 Проектный расчёт открытой передачи

Из условия долговечности для проектируемых кордшнуровых ремней

d₁ ≥ 70δ, где толщину ремня δ выбираем по табл. 5,1[4].

d₁ ≥ 70*2,8 = 196 мм

По таблице К40 [4] выбираем ближайшее значение d₁ = 200 мм

Определяем диаметр ведомого шкива:

d₂ = u_рем d₁ (1-ε) (32)

где ε = 0,02 – коэффициент скольжения

d₂ = 3,4*200(1 – 0,02)= 666,4 мм

По таблице К40 [4] выбираем ближайшее значение d₂ = 630 мм

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

u_ф= d₂ / (d₁ (1-ε)) = 630/(200*(1-0,02)) = 3,22 (33)

Δu = * 100% = * 100% = 5,2 % (34)

Определяем ориентировочное межосевое расстояние:

а ≥ 1,5(d₁ + d₂) = 1,5(200 +630) = 1245 мм (35)

Находим расчётную длину ремня, мм:

l = 2a + π/2(d₁ + d₂) + = 2*1245 + 3,14/2(200+630) + =3830

Полученное значение по стандарту принимаем равным 4000 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:

а = {2l – π(d₁ + d₂) + } (36)

а = 1331,1 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01l для того, чтобы обеспечить надевание ремня на шкив. Для большего натяжения ремня необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025l.

Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива α⁰:

α = 180⁰ – 57⁰(d₂ - d₁)/а (37)

α = 180 – 57(630 – 200)/1331,1 = 161,6⁰

Угол α ≥ 150⁰,условие выполняется.

Определяем скорость ремня:

(38)

= 7,85 м/с

Определяем частоту пробегов ремня

(39)

= 4/7,85 = 0,51 с^-1 ≤ 15 с^-1

Соотношение U≤ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 часов.

Определяем окружную силу, передаваемую ремнём:

(40)

= 140,1 Н

Определяем допускаемую удельную окружную силу

(41)

согласно табл. 5.1 [4]. Коэффициенты С определяем по таблице 5.2. [4].

Определяем ширину ремня

(42)

мм

Выбираем по ряду b= 32 мм, В= 40 мм.

Определяем площадь поперечного сечения ремня

(43)

А = 2,8*32 = 89,6 мм²

Определяем силу предварительного натяжения ремня

(44)

= 2 Н/мм² согласно табл. 5.1 [4]

= 89,6*2 =179,2 Н

Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

= 179,2 +140,1/2 = 249,25 Н (45)

= 179,2 – 140,1/2 = 109,15 Н (46)

Определяем силу давления ремня на вал

(47)

= 2*179,2*sin(161,6/2) = 353,79 Н

Сила на муфте:

F_м = 125 = 125 =2197,3 Н (48)

5.2 Проверочный расчёт открытой передачи

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

(49)

2,78 Н/мм²

= 2,4 Н/мм²

1000*7,85² *10^-6 = 0,06 Н/мм²

Для плоских ремней

2,78 + 1,4 + 0,06 = 4,24 Н/мм²

≥ – расчёт выполнен правильно.

6 Нагрузки валов редуктора

В проектируемом приводе конструируется цилиндрический косозубый редуктор с углом зацепления . Направление линии зуба колеса – правое, шестерни – левое.