- •Задание
- •С одержание
- •Кинематический расчет привода
- •Проектирование и расчет конической передачи
- •2.1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений
- •2.2 Определение размеров зубчатых колес
- •2.3 Проверочные расчеты
- •Расчет клиноременной передачи
- •Предварительный расчет валов
- •Расчет валов
- •5.1 Расчет ведущего вала
- •5.2 Расчет ведомого вала
- •Подбор подшипников качения
- •Проверочный расчет шпоночных соединений
- •Выбор смазки
- •Библиографический список
2.3 Проверочные расчеты
Для прямозубых передач при НВ ≤ 350 и скорости м ≤ 5 м/с динамические коэффициенты равны: KHV = 1,18, KFV = 1,12.
Вычисляем расчетное контактное напряжение [2, стр. 72]:
(65)
Определяем процент перегрузки:
(66)
Полученный результат находится в допускаемых пределах (-15… + 5)%.
Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса [2, стр. 72]:
→ (67)
→ (68)
Определяем напряжения изгиба в основании зубьев шестерни и колеса [2, стр. 72]:
(69)
(70)
Найденное значение 80 МПа меньше , следовательно, прочность зубьев передачи на изгиб обеспечена.
Расчет клиноременной передачи
По номограмме 7.3 [1, стр. 134] принимаем сечение ремня А. Высота ремня То = 8 мм, площадь поперченного сечения А = 81 мм².
Определяем диаметр ведущего шкива по формуле 7.25 [1, стр. 137]:
d1 ≈ (3…4) ≈ (3…4) = 94,24…125,66 мм (71)
По табл. 7.7 [1, стр. 131] принимаем d1 = 90 мм.
Вычисляем диаметр ведомого шкива по формуле 7.3 [1, стр. 137]:
(72)
где ε = (0,01…0,02) – коэффициент упругого скольжения.
(73)
По ГОСТ 17383-73 принимаем d2 = 340 мм.
Определяем фактическое передаточное отношение:
(74)
Определяем процентное отклонение фактического передаточного числа от заданного:
(75)
Отклонение находится в допустимых пределах.
Определяем минимальное и максимальное межосевое расстояние по формуле 7.26 [1, стр. 137]
(76)
amax = d1 + d2 = 90 + 340 = 430 мм (77)
Определяем длину ремня по формуле 7.7 [1, стр. 137]:
(78)
Полученное значение округляем до стандартного значения = 1400 мм по ГОСТ 1284.3-96 [1, табл. 7.7].
Уточняем межосевое расстояние по формуле 7.7 [1, стр. 137]:
(79)
= 339 мм
Угол обхвата определяем по формуле 7.27 [1, стр. 137]:
(80)
Принимаем коэффициенты:
Номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Ро = 1,76 кВт [1, табл. 7.8].
Коэффициент длины ремня Cl = 0,93 [1, табл. 7.9].
Коэффициент условий работы Ср = 1,1 [1, табл. 7.10].
Коэффициент угла обхвата Сα = 0,87 [1, стр. 135].
Коэффициент числа ремней Cz = 0,94 [1, стр. 135].
Определяем число ремней по формуле 7.29 [1, стр. 138]:
z = = = 2,5 (81)
Принимаем z = 3
Вычисляем скорость ремня:
(82)
Определяем натяжение ветви ремня по формуле 7.30 [1, стр. 138]:
Fo = = = 999 Н (83)
Силу, действующую на валы, определяем по формуле 7.31 [1, стр. 138]:
Fв = 2 · Fo · z · sin = 2 · 999 · 3 · sin 69 = 5476 Н (84)
Определяем рабочий ресурс ремней по формуле 7.32 [1, стр. 136]:
≥ [Но] (85)
где [Но] = 2000 ч – ресурс ремня;
Nоц = 4,6 · 106 – базовое число циклов для ремня сечением А [1, стр. 136];
σ-1 – предел выносливости материала. σ-1 = 7 Н/мм².
σmax – максимальное напряжение, определяемое по формуле 7.18 [1, стр. 127]:
(86)
Где Eи – модуль продольной упругости при изгибе. Eи = 100 Н/мм².
ρ – плотность материала. ρ = 1100 кг/м³.
= 4850 ч > 2000 ч
Условие долговечности выполняется.