чаємо 7 ступінь точності виготовлення.
Уточнюємо коефіцієнт навантаження
;
Де - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній
=57 - коефіцієнт деформації черв'яка;
X - коефіцієнт, залежить від характеру змін навантаження:
X=1,0 () - при спокійній і X=0,6 - при змінному навантаженні;
=1,1 - коефіцієнт динамічності.
Перевіряємо умову міцності зубів по контактним напруженням:
, МПа.
, МПа
МПа.
Допускається недовантаження 10% і перевантаження ± 5%.
Перевіряємо умову міцності зубів колеса по напруженням вигину.
Наведене число зубів черв'ячного колеса
.
Визначаємо коефіцієнт форми зуба (таблиця 10).
Таблиця 10 - Коефіцієнти форми зуба для черв'ячних коліс
+2830354045506580100150 2,432,412,322,272,222,192,122,092,082,04
Умова міцності зубів:
·, МПа.
·, МПа
, МПа
. 4 Визначення сил, що діють в зачепленні
Окружна сила черв'яка дорівнює осьової силі колеса
Окружна сила колеса дорівнює осьової силі черв'яка
Радіальні сили
,=20о.
Сили нормального тиску
ККД черв'ячної передачі з урахуванням втрат на розбризкування і перемішування масла
Де=1,25- приведений кут тертя.
3. Розрахунок відкритої клинопасової передачі
. 1 Вихідні дані для розрахунку
Отримано з кінематичного розрахунку і на підставі вихідних даних на проектування.
Передана потужність P, кВт - 4291.8
Частота обертання n1, об/хв - 2880.
Частота обертання n2, об/хв - 960.
Передаточне число передачі=3.
. 2 Визначення геометричних параметрів передачі
Вибираємо перетин ременя: для потужностей від 2 кВт до 200 кВт перетин ременів вибирають по номограмі (малюнок 1), отже, для Р1=4,3 кВт і n1=2880 хв - 1 (об/хв ) перетин ременя приймаємо А.
Малюнок 1 - Номограма для вибору клинових ременів нормального перетину
Для вибраного перерізу ременя по таблиці 4.31 приймаємо найбільший з рекомендованих діаметрів ведучого шківа d1=112 мм.
Визначають діаметр веденого шківа
де u=n1/n2 - передавальне число.
мм,
Отримане значення d2 округляємо до найближчого значення по ГОСТ 20889:
мм.
Уточнюємо передавальне число: u=d2/d1=355/112=3,2
Вибираємо міжосьова відстань, середнє, між:
).
)
Для збільшення довговічності коефіцієнт міжосьової відстані К=а/d2 рекомендується приймати залежно від передавального числа:
u 1 2 3 4 5 6
До 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85;
при цьому a=d2? K, звідси К=1,0, a=355 мм.
Визначаємо довжину ременя
.
мм.
Отримане значення Lp округляємо до найближчого значення по ГОСТ 1284.1: Lp=1400 мм.
Уточнюють міжосьова відстань:
мм,
де,
.
Визначають кут обхвату ременем меншого шківа:
,
де - мінімально допустиме значення кута обхвату меншого шківа передачі ременем.
. 3 Визначення силових параметрів передачі
Обчислюємо потужність, передану одним ременем
де Рo - номінальна потужність, що передається одним ременем;
С - коефіцієнт кута?? бхвата;
Ср - коефіцієнт динамічності та режиму роботи.
Визначаємо число ременів z в передачі для забезпечення середнього ресурсу експлуатації по ГОСТ 1284.2
де P - потужність на ведучому валу, кВт;
Сz - коефіцієнт, що враховує число ременів в передачі.
Згідно ГОСТ 1284.2 середній ресурс ременів при експлуатації в середньому режимі роботи ТСР встановлюється рівним 2 000 ч.
Визначаємо величину натягу, Fо, H, гілки одного ременя:
де: СL - коефіцієнт, що враховує довжину ременя;
V - oкружная швидкість ременя, м/с, обчислюють за формулою:
м/с
