2.3 Проверочные расчеты

Для прямозубых передач при НВ ≤ 350 и скорости м ≤ 5 м/с динамические коэффициенты равны: K_HV = 1,18, K_FV = 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.

3. 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)

a_max = 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.

σ_max – 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.