Проверочный расчет по контактным напряжениям

Расчет открытой передачи поликлиновыми ремнями

Выбираем необходимое сечение ремня. Выбор производим по номограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, равной номинальной мощности двигателя.

;

Выбираем сечение ремня К.

Находим диаметр меньшего шкива.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда

Находим окружную скорость ремня.

Находим диаметр большего шкива.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда

Уточняем передаточное отношение.

проверка ;

Находим межосевое расстояние.

При

Находим расчетную длину ремня.

Выбираем ближайшее значение из стандартного ряда. L=1120мм.

Уточняем межосевое расстояние.

Находим угол обхвата на малом шкиве.

;

Находим необходимое число клиньев ремня. По номограмме для определения числа клиньев ремня сечением К, получаем z=15,6.

Принимаем окончательно четное число клиньев z=16.

Находим усилие, действующее на вал.

Ширина шкивов.

 

 

 

 

3. Расчет зубчатых колес редуктора

1) Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB200.

Проектный расчет

Допускаемые контактные напряжения

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем ;

коэффициент безопасности [SH]=1,10.

для шестерни ;

для колеса ;

Тогда расчётно-допускаемое контактное напряжение

Требуемое условие выполнено.

Примем коэффициент ширины венца

Коэффициент K_Hβ принимаем предварительно [1, табл. 3.1], как в случае симметричного расположения колес, значение K_Hβ=1,1.

Мощность на валу барабана

вращающий момент на этом валу

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле:

Принимаем ближайшее значение межосевого расстояния из стандартного ряда:

где для косозубых колес К_a = 43, а передаточное число редуктора u = u_р=6,3.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10 и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁ = 21; тогда z₂ = z₁ *u= 21*6,3 =132,3

Принимаем z₂ = 132.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Угол β=17⁰

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни: =80+5=85мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень

точности [1, с.32].

Коэффициент нагрузки

Значения К_Hβ даны [1, табл. 3.5]; при =1,55 твердости НВ≤350 и симметричном расположении колес относительно опор К_Hβ =1,085

 

При v = 2,07 м/с и 8-й степени точ­ности К_На = 1,06 [1, табл. 3.4], для косозубых колес при v ≤ 5 м/с имеем К_Hv= 1,0 [1, табл.3.6].

Таким образом, К_H = 1,085 *1,06 * 1,0 = 1,15.

Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений по формуле:

≤ [ ] – условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

Радиальная

Осевая F_a = =2908,5*tg17 =889,2 H.