2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев.

Для определения напряжения изгиба в зубе шестерни используем формулу:

≤ ;

Коэффициент формы зуба при x_j=0 равен:

где Z_V1 = 32, Z_V2 =128 - эквивалентное число зубьев, для прямозубых передач:

тогда:

Коэффициент нагрузки при изгибе определим по формуле:

K_F = K_Fα · K_Fβ · K_FV .

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

K_Fα =1 - для прямозубых передач;

K_Fβ =

K_FV =

В результате получим:

Тогда:

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

= = 122,6 МПа < .

2.5. Определение сил в цилиндрической прямозубой передаче:

Окружная сила: F_t = = = 2547 Н.

Распорная сила: F_r = F_{t ·} = 2547 · = 927 Н.

3. Исходные данные и результаты расчета параметров клиноременной передачи.

Расчет параметров клиноременной передачи выполнялся на ПЭВМ в пакете SAPR.

Крутящий момент на ведущем шкиве в Н*м 82

Частота вращения ведущего шкива в об/мин 1458

Заданное передаточное отношение 1,5

Требуемый срок службы ремня в часах 24000

Расчетный срок службы ремня в часах 92390

Тип нагрузки Переменная

Число смен работы передачи в течение суток 1

Относительное скольжение 0,015

Длина ремня в мм 2500

Тип сечения ремня В

Площадь поперечного сечения ремня в мм² 138

Масса погонного метра ремня в кг 0,18

Ширина нейтрального слоя ремня в мм 14

Диаметр ведущего шкива в мм 180

Диаметр ведомого шкива в мм 280

Расчетное передаточное число 1,58

Межосевое расстояние ременной передачи в мм 890

Угол обхвата ведущего шкива в град. 173,54

Скорость ремня в м/с 13,74

Частота пробегов ремня в 1/с 5,5

Эквивалентное число циклов нагружения 9,5*10⁸

Приведенное полезное напряжение в МПа 2,68

Коэффициент влияния угла обхвата ведущего шкива 0,98

Коэффициент режима работы 0,85

Коэффициент нагрузки 0,85

Коэффициент влияния передаточного числа 1,11

на напряжение изгиба

Допускаемое полезное напряжение в МПа 2,24

Число ремней 4

Полезная окружная сила в кН 0,91

Сила предварительного натяжения одного ремня в кН 0,24

Сила действующая на валы передачи в кН 1,9

Уточняем кинематические параметры

n₀=1458 мин^-1

4. Выбор редуктора.

Редуктор выбирают по формуле

≤[T_T],

Где T_ET-эквивалентный крутящий момент,

T_т-крутящий момент на тихоходном валу редуктора ,

К_н – коэффициент нагрузки при умеренных толчках К_н=1,2,

К_э- коэффициент условий эксплуатаций, определяется по формуле

≤1

К_реж - коэффициент режима работы, К _пв- коэффициент продолжительности включения,

К_чрс - коэффициент продолжительности работы в сутках, К_рев - коэффициент, учитывающий реверсивность передачи.

Эквивалентный крутящий момент на тихоходном валу редуктора равен

Н∙м

По табл.П.3 предварительно выбираем двухступенчатый редуктор типа Ц2У-250 (по межосевому расстоянию а_w =250 м).

[Т_т]=4000 Н∙м

Выполняем проверку редуктора Ц2У-250:

F_вр=1260 Н<[F_б]=4000 Н

Допускаемая консольная нагрузка на быстроходном валу равна [F_б]=3000 H,быстроходный вал редуктора выдержит данную нагрузку.

Выполняем проверку редуктора на возможность кратковременной перегрузки в момент пуска.

В момент пуска крутящий момент на валы редуктора увеличивается в К_n = 2 раз.

Пусковой крутящий момент на тихоходном валу редуктора составляет

Т_п.т.=Т_т∙К_п=1341∙2=2682 Н*м < 4000 Н*м

Радиальная нагрузка на быстроходный вал редуктора в момент пуска равна

F_в.р.п.=F_вр∙К_п=1210∙2=2420 Н < 3000 Н.

Окончательно выбираем редуктор Ц2У-250 с передаточным отношением U=16 и диаметрами выходных валов редуктора :быстроходного - 40мм, тихоходного - 90 мм