p>
V = 3.14 * 355 1423/60000 = 10.4 м/с
Визначаємо число пробігу ременя
Оі = 10 Ві * V/l
Оі = 10 Ві * 10.4/1600 = 6.5
Визначаємо необхідний число ременів
z ≥ ВЕ [a5 (kд + 1) + kреж]/Ро * Ср * Сl * CО± * Cz, де
Ро - потужність передається одним ременем, визначається за табл. П7 с.68 [1] в залежності від діаметра ведучого шківа dз і лінійної швидкості V;
СР - Коефіцієнт навантаження визначається за табл. П6 с.67 [1] у Залежно від Кmax;
Сl - коефіцієнт враховує довжину ременя
Сl = 0,3 * (l/lo) + 0.7
CО± - коефіцієнт враховує кут обхвату ведучого шківа
CО± = 1 - 0,15 (ПЂ - О±з)
Cz - коефіцієнт враховує число ременів с.8 [1]
Ро = 291
Ср = 0,75
Сl = 0,3 * (1600/1700) + 0,7 = 1
CО± = 0,95
z ≥ 1.8 [0.5 (2 + 1) + 1]/2.01 * 0.9 * 1 * 0.95 = 3
z ≥ 3
z = 3
Cz = 0.95
Визначаємо повну, передану окружну силу
Ft = 2000 * Tе/d3
Ft = 2000 * 21/140 = 300 Н
Визначаємо силу попереднього натягу
Fo = 0.78 * Ft/z * CО± * Cp + qm * V ВІ, де
qm - маса одиниці ременя, визначається за табл. П5 с.66 [1]. br/>
Т.к. V <10, то qm * V ВІ не враховується. p> Fo = 0.78 * 300/3 * 095 * 0.75 = 106 Н
Сила тиску на вали
Fв = 2 Fo z sin (О±3/2)
Fв = 2 * 106 * 3 * sin (75) = 614 H
3. Розрахунок зубчастої передачі
3.1 Вибір матеріалів та допустимих напружень
Тб = 160 - поліпшення
За табл. П 13 с.72 [1], вибираємо для виготовлення зубчастих коліс сталь.
Сталь 40Х
Призначаємо твердість за табл. П 13 с.72 [1]
HB = 340
Допустимі контактні напруги шестерні і колеса.
Пѓн1 = (Пѓнlimb1 * kнПѓ1)/S н
Пѓн2 = (Пѓнlimb2 * kнПѓ1)/S н, де
Sн - коефіцієнт запасу, визначається за табл. П 13 с.72 [1]
Sн = 1.1
Пѓнlimb - базовий межа контактної витривалості, визначається за табл. П13 с.72 [1]
Пѓнlimb1 (2) = 750мпа
Пѓн1 (2) = 612мпа
kнПѓ1 (2) = 6 в€љ Nно1 (2)/Nнe1 (2), де
Nно - базове число циклів, визначається за рис. 4.1а с.13 [1] у Залежно від твердості. p> Nнe - практичне число циклів
Nнe1 (2) = 60 * n1 (2) * 10 Ві * L (k Ві max * lmax + k Ві 1 * l1 + k Ві 2 * l2 + k Ві 3 * l3), де
L - термін служби редуктора
lmax = 0,005
k1 = 1; k2 = 0.6; k3 = 0.4
l1 = 0.4; l2 = 0.2; l3 = 0.3
Nнe1 = 60 * 569 * 10 Ві * 20 * (2 Ві 0.005 + 1 Ві * 0.4 + 0.6 Ві * 0.2 + 0.4 Ві * 0.3) = 340 000 000
ki = Ti/Tн
Т.к. Nнe1 (2)> Nно1 (2), то kнПѓ1 (2) = 1
Визначаємо допустиме розрахункове контактне напруження.
[Пѓ] н = (Пѓн1 + Пѓн2) * 0,45
[Пѓ] н = (682 +682) * 0,45 = 584
Визначаємо допустимі напруги вигину
[Пѓ] f1 = Пѓf * limb1 * kfl1/Sf [Пѓ] f1 = 682 * 1/1.55 = 350
[Пѓ] f2 = Пѓf * limb2 * kfl2/Sf [Пѓ] f2 = 682 * 1/1.55 = 359
3.2 Проектний розрахунок зубчастих передач
Визначаємо міжцентрова відстань з умови контактної міцності робочої поверхні зуб.
aw ≥ 430 * (Uз + 1) 3 в€љ T2 * kнОІ/[Пѓ] ВІ н * П€ва * U ВІ з, де
kнОІ - коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження по ширині зубів;
kнОІ = 1,05 Г· 1,15;
П€ва - коефіцієнт ширини зубчастого колеса;
П€ва = 0,1 Г· 0,6
aw ≥ 430 * (3,5 + 1) 3 √ 160 * 1,15/(682) ² * 0,5 * 3,5 ² = 112
Значення aw вибираємо з ряду:
90; 100; 112; 125; 140; 160; 180. p> аw = 112мм
Визначаємо модуль зачеплення
m = 2мм так як поліпшення по ряду на с.16
Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса.
zОЈ = 2 * aw * cosОІ '/ m, де
cosОІ '= 0,96 Г· 0,98
cosОІ '= 0,98
zОЈ = 2 * 112 * 0,98/2 = 110
Уточнюємо кут нахилу зубів.
cosОІ = m * zОЈ/2aw
cosОІ = 2 * 110/2 * 112 = 0,982
ОІ В° = arcos (cosОІ)
ОІ В° = 10.9 В°
Знаходимо число зубів шестірні:
z1 = zОЈ/(Uз + 1)
z1 = 110/(3,5 + 1) = 24.45
Отримане число округляємо до найближчого цілого z1 ≈ 25
z2 = zОЈ - z1
z2 = 110 - 25 = 85
Уточнюємо передавальне число:
U'з = z2/z1
U'з = 85/25 = 3,4
Похибка становить:
Оґ = (Uз - U'з)/Uз * 100%
Оґ = (3.5 - 3.5)/3.5 * 100% = 2.86%
Визначаємо початкові діаметри зубчастих коліс:
dw1 = m * z1/cosОІ
dw1 = 2 * 25/0.98 = 50
dw2 = m * z2/cosОІ
dw2 = 2 * 85/0....
