Проектирование привода

    19. Напряжение изгиба (формулa 7.19[1]): 

    s_и = 2 ^x Е_и ^x y / d₁ = 100 ^x 4 / 180 = 2,222 МПа. 

где Е_и = 100 МПа -  для резинотканевых ремней; y - растояние от нейтральной оси до опасного волокна сечения ремня y = 4. 

    20. Напряжение от центробежных сил  (по формуле 7.19[1]): 

    s_v = r ^x V^{2 x} 10^-6 = 1100 ^x 0,007² = 0,052 МПа. 

где r = 1100 кг/м³ - плотность ремня.

    21. Максимальное напряжение по формуле  7.18[1] будет: 

    s_max = s₁ + s_и + s_v = 1,942 + 2,222 + 0,052 = 4,216 МПа. 

    Условие прочности s_max £ 7 МПа выполнено.

    22. Проверка долговечности ремня:

    Находим рабочий ресурс ремня по формуле 7.22[1]

а) базовое  число циклов для данного типа ремня: 

    N_oц = 4700000; 

б) коэффициент, учитывающий влияние передаточного  отношения; 

    C_i = 1.5 ^x U^1/3 - 0.5 = 1.5 ^x 2,002^1/3 - 0.5 = 1,391; 

в) коэффициент, учитывающий характер нагрузки С_H = 2 при периодически меняющейся нагрузке от нуля до номинального значения. 

    H₀ = N_oц ^x L_р ^x C_i ^x C_H ^x (s_-1 / smax)⁸ / (60 ^x p ^x d₁ ^x n_{(ведущий шкив)}) =

            4700000 ^x 1700 ^x 1,391 ^x 2 ^x (7 / 4,216)⁸ / (60 ^x 3,142 ^x 180 ^x 731,247) =

            51742,294 ч. 

    продолжительность работы передачи в расчётный срок службы в часах: 

    t_S = 365 ^x L_г ^x C ^x t_c 

    где L_г = 5 - срок службы передачи; С = 2 - число смен; t_c = 8 - продолжительность смены, ч. 

    t_S =  = 365 ^x 5 ^x 2 ^x 8 = 29200 ч. 

    Таким образом условие долговечности  выполнено, т. к. H₀ > t_S.

    23. Ширина шкивов Вш (см. табл. 7.12[1]): 

    В_ш = (z - 1) ^x e + 2 ^x f = (5 - 1) ^x 19 + 2 ^x 12,5 = 101 мм.

 

     Параметры клиноременной передачи, мм

 

4. Расчёт 2-й  зубчатой конической передачи

 

      

1. Проектный расчёт

 

    Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками  (см. гл.3, табл. 3.3[1]): 

- для шестерни : сталь                                : 45

                             термическая обработка : улучшение

                             твердость                        : HB 230 

- для    колеса : сталь                                  : 45

                             термическая обработка : улучшение

                             твердость                        : HB 200 

    Допустимые  контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут: 

    [s_H] = s_{H lim b} ^x K_HL  /  [S_H]   , 

    По  таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее  HB 350 : 

    s_{H lim b} = 2 ^x HB + 70 . 

    s_{H lim b (шестерня)} = 2 ^x 230 + 70 = 530 МПа;

    s_{H lim b (колесо)} = 2 ^x 200 + 70 = 470 МПа; 

    [S_H] - коэффициент безопасности [S_H]=1,1; K_HL - коэффициент долговечности. 

    K_HL = (N_H0 / N_HE)^1/6, 

где N_H0 - базовое число циклов нагружения; для стали шестерни N_{H0(шест.)} = 17000000; для стали колеса N_H0(кол.) = 10000000; 

N_HE = 60 ^x n ^x c ^x t_S ^x K_HE 

Здесь : 

- n - частота вращения, об./мин.; n_шест. = 365,623 об./мин.; n_кол. = 146,249 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;  

t_S = 365 ^x L_г ^x C ^x t_c - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч. 

- L_г=5 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество  смен;

- t_c=8 ч. - продолжительность смены. 

t_S = 365 ^x 5 ^x 2 ^x 8 = 29200 ч. 

K_HE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности. 

K_HE = _S[(M_i / M_max)^{3 x} (t_i / t_S) ^x (n_i / n_max)] =

          (1 / 1)^{3 x} (0,5 / 1) ^x (1 / 1) + (0,8 / 1)^{3 x} (0,2 / 1) ^x (1 / 1) + (0,6 / 1)^{3 x} (0,3 / 1) ^x (1 / 1) = 0,667 

Тогда: 

N_{HE(шест.)} = 60 ^x 365,623 ^x 1 ^x 29200 ^x 0,667 = 427261187,832

N_HE(кол.) = 60 ^x 146,249 ^x 1 ^x 29200 ^x 0,667 = 170904241,416 

В итоге получаем: 

К_{HL(шест.)} = (17000000 / 427261187,832)^1/6 = 0,584

Так как К_{HL(шест.)}<1.0 , то принимаем К_{HL(шест.)} = 1