Проверочный расчет:

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

σ_max = σ₁+ σ_и + σ _υ ≤ [σ]_р

а) σ₁-напряжение растяжения в плоском ремне, Н / мм ²:

σ₁=F₀/A+F_l/2*A

σ₁=320/160+39,3/2*160=2,12(Н /мм ²)

б) σ_и - напряжения изгиба в плоском ремне Н / мм ²:

σ_и = E_и * δ / d₁ , где E_и = 80…100 (мм ²)

σ_и = 80 * (5/180)=2,22 (Н /мм ²)

в) σ _υ - напряжения от центра сил в плоском ремне Н / мм ²:

σ _υ = ρ * υ ² * 10 ^-6 , где ρ = 1000…1200 кг / м ³

σ _υ = 1010 * 9,42² * 10 ^-6 = 0,0896 (Н /мм ²)

г) Допускаемое напряжение растяжения в плоском ремне Н / мм ²:

[σ]_р = 8 (Н /мм ²)

4,43 ≤ 8 (Н /мм ²)

Вывод: передача обеспечивается необходимой прочностью.

3.Расчет зубчатой передачи

1.Пусть z₁=20

2. z₂ = u_1* z₂₌ 2*20=40

3. Принимаем m = 2 (мм ²)

4. .Определим фактическое межосевое расстояние прямозубой передачи:

α_w=( d₁₊ d₂)/2

α_w=(40+80 )/2=60 мм

5. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм :

а) Делительный диаметр:

d₁ = m * z₁

d₁ = 2* 20 =40 (мм)

d₂ = m * z₂

d₂ = 2840=80 (мм)

б) Диаметр вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2 * m

d_a1 = 40+2*2=44 (мм)

d_a2 = d₂ + 2 * m

d_a2 = 80=2*2=84 (мм)

в) Диаметр впадин зубьев:

d_f1 = d₁ – 2,4 * m

d_f1 = 40-2,4*2 =35,2 (мм)

d_f2 = d₂ – 2,4 * m

d_f2 = 80-2,4*2 =75,2 (мм)

г) Ширина венца:

b₂ = * α_w

b₂ = 0,25 * 60=15 (мм)

b₁ = b₂ + (2…4) мм b₁ = 15+3 =18 (мм)

Проверочный расчет:

1.Проверим межосевое расстояние:

α_w = (d₁ + d₂) / 2

α_w = (40+80)/2=60 (мм)

2.Проверим контактные напряжения σ_H , H / мм ² :

σ =К

σ_н = 436 *

525,1≤ 536,5 (H / мм ²)

где а) K – вспомогательный коэффициент

K = 436

б) ­ окружная сила в зацеплении, Н:

= 2 * T₂ * 10³ / d₂

= 2 * 1,62 * 10³ / 80=40,5 (Н)

в) K -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями. K =1.

г) К — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от

окружной скорости колес и степени точности передачи .

3. Проверим натяжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2 ,Н/мм²:

σ_F2 = Y_F2 * Y_β * * / b₂ * m ≤ [σ]_F2

σ_F2 = 3,7 *1 40,5* 1 *1*1,8=17,93(Н/мм²)

σ_F1 = σ_F2 * Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]_F1

σ_F1 = 17,93* 4,273,7=20,75(Н/мм²)

а) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

= 1

б) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба:

= 1

в) - коэффициент динамической нагрузки:

= 1,8

г) Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

Y_F1 = 4,27

Y_F2 = 3,7

д) Y_β - коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y_β = 1

4 .Расчет вала

Исходные данные:

D = 265; T₂ = 0,5 H * м;

[σ] = 150 * 10 ⁶; z=80 , m = 2 мм.

1.Определим силы в зацеплении:

S=S₁ + S₂ = 2 * F_t= 2 *2 * T / D

S=2*2 *1,62 /0,18=36 Н

F_t = 2 * T / d * m = 2 * T / z₂ * m

F_t = 2 * 1,62 / 0,002* 80=40,5 (H)

F_r = F_t * tg α

F_r = 40,5* tg 20 = 14,7 (H)

2.Определим реакции в опорах:

∑M_{А =} 0

F_r * 0,1 + S *0,15- y_в*0,2=0

y_в =14,7*1+36 *1,5/2=34,35 (H * м)

∑M_{В =} 0

y_a*0,2+ S *0,05- F_r*0,3

y_a =14,7*3-36 *0,5/2=13,05(H * м)

Проверка:

y_a + S= y_в + F_r

13,05+36=34,35+14,7

49,05=49,05

∑M_А =0

Z *АВ= F_t*АС

Z =40,5*1/2=20,25

∑M_В = 0

Z *0,2 = F_t*0,3

Z =40,5*3/2=60,75

3. Определим суммарный изгибающий момент:

Точка А-опасное сечение

M_∑A =

(H * м)

4.Определим эквивалентный момент:

M_экв = M_∑ ² + T ²

M_экв = 4,31² + 1,62 ² = 4,6 (H * м)

5.Определим диаметр вала:

d = *[σ]

d = =0,00674 м=7 мм