Проверочный расчет

1. Определим коэффициент полезного действия червячной передачи

, (67)

где - делительный угол подъема линии витков червяка, ;

- угол трения.

Определим угол трения ([11], стр. 74, табл. 4.9), для этого необходимо получить значение скорости скольжения

(68)

м/с

Получаем, что угол трения лежит в пределах от , пусть

Тогда

2. Проверим контактные напряжения зубьев колеса

, (69)

где F_t2 – окружная сила на колесе;

d₁ – делительный диаметр червяка, d₁=80мм;

d₂ – делительный диаметр венца червячного колеса, d₂=200мм;

К – коэффициент нагрузки.

Найдем окружную силу

Н (70)

Найдем коэффициент нагрузки в зависимости от окружной скорости колеса

м/с (71)

Так как v₂<3м/с, то К=1

Н/мм²

Н/мм²

Допускается недогрузка передачи не более 15% и перегрузка до 5%. Условие прочности выполняется, следовательно, марка материала венца червячного колеса подходит.

3. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

, (72)

где Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса;

F_t2 – окружная сила на колесе, Ft₂=2460Н;

b₂ – ширина венца, b₂=71мм;

m – модуль зацепления, m=4;

K - коэффициент нагрузки, K=1;

- допускаемые напряжения изгиба зубьев колес, Н.

Определим коэффициент формы зуба колеса по зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

(73)

Так как z_v2=50, то Y_F2=1,45 ([11], стр. 75, табл. 4.10).

Н/мм²

Н/мм²

2.5 Расчет клиноременной передачи ([10], стр. 130)

1. Диаметр меньшего шкива

, (74)

где Т_Б – вращающий момент на быстроходном валу, Т_Б= 10 Н×мм.

d₁= 63 мм

2. Диаметр ведомого шкива

, (75)

где u – передаточное отношение ременной передачи, u=3;

ε – относительное скольжение ремня, ε=0,01.

d₂=200 мм

Уточним передаточное отношение u

(76)

3. Найдем интервал межосевого расстояния

, (77)

где Т₀ - высота сечения ремня.

Найдем по таблице Т₀=6, ([10], стр. 131, табл. 7.7)_.

,

Пусть межосевое расстояние a=200мм.

4. Найдем длину ремня

, (78)

где а – межосевое расстояние, а=200 мм;

d₁ – диаметр меньшего шкива, d₁=63 мм;

d₂ – диаметр ведомого шкива, d₂=200 мм.

L= 900 мм

5. Уточним межосевое расстояние

, (79)

где L_p – расчетная длина ремня, Lр=601 мм;

=412,91 (80)

(81)

а= 233,5 мм

6. Угол обхвата меньшего шкива

, (82)

где а – межосевое расстояние, а=233,5 мм;

d₁ – диаметр меньшего шкива, d₁=63 мм;

d₂ – диаметр ведомого шкива, d₂=200 мм.

7. Необходимое для передачи заданной мощности число ремней

, (83)

где Р – мощность двигателя, Р=0,55 кВт;

Р₀ – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, Р₀=0,63 ([10], стр. 132, табл. 7.8);

C_р – коэффициент режима работы, С_р=1([10], стр. 136, табл. 7.10);

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, С_L=0,92([10], стр. 135, табл. 7.9);

- коэффициент угла обхвата, при =0,85;

С_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, С_z=0,95.

8. Предварительное натяжение ветвей клинового ремня

, (84)

где Р – мощность двигателя, Р=0,55 кВт;

C_р – коэффициент режима работы, С_р=1;

C_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, С_L=0,92;

С_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, С_z=0,95;

z – число ремней, z=1;

v – cкорость;

θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, при сечении О θ=0,06 /м².

Найдем скорость v

, (85)

где d₁ – диаметр меньшего шкива, d₁=63 мм;

n₁ – частота вращения в двигателе, n₁=1500 об/мин.

v= 4,9455 м/с

Таким образом, предварительное натяжение ветвей клинового ремня F₀= 93,01 Н.

9. Сила, действующая на валы

, (86)

где F₀ - предварительное натяжение ветвей клинового ремня, F₀=93,01 Н;

z – число ремней, z=1;

- угол обхвата меньшего шкива, .

F_в= 178,37 Н

10. Рабочий ресурс ремней

, (87)

где N_0ц – базовое число циклов, при сечении О N_0ц=4,6×10⁶,

L_p – расчетная длина ремня, Lр=900 мм;

d₁ – диаметр меньшего шкива, d₁=63 мм;

n₁ – частота вращения в двигателе, n₁=1500 об/мин;

- предел выносливости, для клиновых ремней =7 МПа;

- максимальное напряжение в сечении ремня;

C_i – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;

С_n – коэффициент при постоянной нагрузке, С_n=1.

Найдем максимальное напряжение в сечении ремня

, (88)

где - напряжение от растяжения;

- напряжение от изгиба ремня;

- напряжение от центробежной силы.

Найдем напряжение от растяжения

, (89)

где F₁ – натяжение ведущей ветви;

- допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки;

F_t – окружная сила;

δ₀ – толщина одной прокладки с резиновой прослойкой, δ₀=1,2([10], стр. 119, табл. 7.1).

Найдем окружную силу

Н

Найдем натяжение ведущей ветви

Н (90)

Найдем допускаемую рабочую нагрузку на 1 мм ширины прокладки

, (91)

где р₀ – наибольшая допускаемая нагрузка на прокладку, р₀=3 Н/мм;

- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива;

- коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня;

- коэффициент, учитывающий влияние режима работы, =1,0;

- коэффициент, учитывающий расположение передачи: угол Ө наклона линии, соединяющей центры шкивов, к горизонту не превышает 60⁰ =1.

Найдем неизвестные коэффициенты

Таким образом, 2,78

По известным значениям найдем 8,621 Па.

Найдем напряжение от изгиба ремня

, (92)

где Е_и – для кожаного ремня Е_и=100 МПа;

δ – толщина обкладки;

d₁ – диаметр меньшего шкива, d₁=63 мм.

Толщина обкладки

мм (93)

Следовательно, МПа.

Найдем напряжение от центробежной силы

МПа (94)

Следовательно, максимальное напряжение в сечении ремня МПа.

Найдем коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения С_i

(94)

Найдя все неизвестные мы найдем рабочий ресурс ремней

H₀= 78081084,25 ч.

При тяжелом режиме работы рабочий ресурс ремней составляет 1000 часов, так как в данном случае H₀=7808184,25 часов, то этот рабочий ресурс ремней подходит.

2.6 Расчет валов и подшипников [11]

2.6.1 Предварительный выбор подшипников ([11], стр. 111)

Быстроходный вал

Согласно таблице ([11], стр. 111, табл. 7.2) выбираем радиально-упорные шариковые подшипники (рис. 16, а) типа 3600 с , устанавливаем враспор. По диаметру под подшипник выбираем уточненный тип: 36305.

Размеры подшипника:

d=25мм, D=62мм, B=17мм, r=2, r₁=1

Грузоподъемность:

C_r=22 кН, C_or=16,2 кН

Тихоходный вал

Согласно таблице ([11], стр. 111, табл. 7.2) выбираем роликовые конические подшипники (рис. 16, б) типа 7000 с , устанавливаем враспор. По диаметру под подшипник выбираем уточненный тип: 7211.

Размеры подшипника:

d=55мм, D=100мм, T=23мм, b=21мм, c=18мм, r=2,5мм, r₁=0,8мм,

Грузоподъемность:

C_r=57,9 кН, C_or=46,1 кН

Факторы нагрузки:

e=0,41, Y=1,46, Y₀=0,8

Рисунок 16. Подшипники:

а) для быстроходного вала, б) для тихоходного вала

Дата добавления: 2015-12-01