2 Расчет открытой передачи Клиноременная передача .

Исходных данных: N=0.75 кВт, п_д= 700мин¹, u= 3. Работа двухсменная, нагрузка спокойная.

Решение.

1. Крутящий момент на быстроходном валу

2. При данном моменте прини­маем сечение ремня „А" с размерами:

b_р = 11 мм. h = 8 мм, h_о — 13 мм, у₀ = 2,8 мм, F₁ = 0,81 см²

3. Диаметр меньшего шкива в соответствии с рекомендациями

d_pmin = 90 мм, но так как в рассматриваемом случае нет жестких

ограничений к габаритам передачи, то для повышения долговечности ремня принимаем d_p следующий за минимальным , т. е. d_pl == 100 мм.

4. Диаметр большего шкива по формуле (2.2)

d_p2 = d_p1u(l-ɛ)= 125 3(1-0,01) = 372 мм.

Стандартный диаметр по ГОСТ 17383—73 d_p2 = 400 мм.

5. Фактическое передаточное число по формуле

6. Скорость ремня по формуле

7. Частота вращения ведомого вала

мин-¹.

8. Межосевое расстояние согласно рекомендациям

а = 0,95d_p2 = 0,95 - 400 = 380 мм.

9. Расчетная длина ремня по формуле

Стандартная длина ремня L = 1600 мм.

10. По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние по формуле :

Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней

a_min = a - 0.01L = 361.7- 0,01 1600 = 362 мм.

Максимальное межосевое расстояние для созда­ния натяжения и подтягивания ремня при вытяжке

a_max = а + 0.025L =361.7 + 0,025 1600=401.7 мм.

11. Угол обхвата на меньшем шкиве по формуле

12. Исходная длина ремня L_o= 1700 мм. Относительная длина L/L_o = 1600/1700 =0.94

13. Коэффициент длины C_L = 1.12.

14. Исходная мощность при d_p1 = 125 мм и v = 4.57 м/с N_o= 1,15 кВт.

15. Коэффициент угла обхвата C_α=0,86.

16. Поправка к крутящему моменту на пе­редаточное число T_И = 1,2 Н • м.

17. Поправка к мощности

Nи= 0,0001 T_И п_д = 0,0001 1,2 700 =0,09 кВт.

18. Коэффициент режима работы при указанной нагрузке С_р = 0.92.

19. Допускаемая мощность на один ремень по формуле

N = (N₀CαC_L+ Nи) С_Р = (1.15 0,86 1.12 + 0,09) 0,92 = 1.1кВт.

20. Расчетное число ремней по формуле

21. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки , С_z = 0,9.

22. Действительное число ремней в передаче по формуле

Принимаем число ремней z’= 1.

23. Сила начального натяжения одного клинового ремня по формуле

,

где q = 0,1 кг/м.

24. Усилие, действующее на валы передачи по формуле ,

Q =2S_0,1z' sin α/2 = 2 75.8 sin67 = 139H.

25. Размеры обода шкивов

= 11 мм; h = 8,7 мм; b = 3,3мм; е=15+0,3 мм;

f=10_-1 мм , r=1 мм; h _imin = 6 мм; α₁ =34, α₂ =38

26. Наружные диаметры шкивов по формуле

d_el = d_p1 + 2b= 125 + 2 3,3= 131,6 мм;

d_e2 = d_p2 + 2b = 400 + 2 3,3 = 406,6 мм.

27. Ширина обода шкивов по формуле

M=(z'-1)e + 2f= (1-1) 15 + 2 10 = 20 мм.

3 Расчет передач редуктора

минимальная мощность, передаваемая шестерней, N₁=0.56 кВт; частота вращения шестерни п₁=235 мин¹ ; передаточное число редуктора и = 5.16; срок службы передачи t = 26280 ч; нагрузка постоянная; кратковре­менно действующая максимальная нагрузка при пуске в два раза больше номинальной; переда­ча нереверсивная; шероховатость поверхности зубьев по 6-му классу (ГОСТ 2789—73); габариты редуктора ограничены.

Выбор материала и допускаемых напряже­ний для шестерни и колеса.

Назначаем материал для шестерни и колеса — сталь 40ХН (поковка); термообработка - улучшение. Для шестерни при (радиусе заготовки до 100 мм

σ_в = 850 МПа; σ_т = 600 МПа; 230 ... 300 НB₁.

для колеса при радиусе заготовки до 300 мм

σ_в = 800 МПа; σ_т = 580 МПа; 241 HВ₂.

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

где предел выносливости при. изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

= K_FC K_FL

Где придел выносливости при изгибе ,соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

=1.8HB=1.8 265=477МПа

Коэффициент, учитывающий влияние двух­стороннего приложения нагрузки , при одностороннем приложении нагрузки Kfc= 1,0; коэффициент долговечности

так как N_FE1 = 37.05 10⁸ > N_F0 = 4 10⁶ , принимаем Kfl1 = 1,0.

Соответственно = K_FC K_FL

При HB < 350 , m_F= 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_F0= 4 10⁶,

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nfe_ч= N_Σ1 =60п₁t_ч = 60 235 26280=37.05 10⁸.

Соответственно =477 1 1=477МПа

Коэффициент безопасности

S_f = S'_f S''f= 1,75 1,0= 1,75,

где S'_F= 1,75, S''_F= 1,0. Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s= 1. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба Y_R= 1,0. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

= K_FC K_FL

где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=1.8HB=1.8 241=434МПа

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC= 1,0; коэффициент долговечности

так как N_FE1 = 37.05 10⁸ > N_F0 = 4 10⁶ , принимаем Kfl1 = 1,0.

При HB<350 т_Р = 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_FO = 4 10⁶; эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

N_FB2 = N_Σ2 = 60n₂t_ч= 60 102 26280 = 1,6 10⁸.

Соответственно

;

так как N_FE2 = 1.6 10⁸ > N_F0 = 4 10⁶ , принимаем Kfl2 = 1,0.

Предел выносливости

= K_FC K_FL =434 1 1=434МПа.

Коэффициент безопасности S_F = 1,75.

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , F_s= 1,0. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба , Y_s =1,0. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

=4.8HB=4.8 265=1272МПа;

коэффициент безопасности Sfmi = S'fmi ·S'' fmi= 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S'fmi = 1,75; S'' fmi = S''f = 1,0 . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s=1,0.

Следовательно,

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колес

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ,

=4.8HB = 4,8·241 = 1157 МПа.

Коэффициент безопасности

S = S' ·S'' = 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S' = 1.75 , S'' = Sf2= 1,0 . Коэффициент, учитывающий чув­ствительность материала к концентрации напряжений, Y_s= 1,0. Следовательно,

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

= K_FL1

здесь предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=2HB+70 = 2·265+70 = 600 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.8·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhei = N_Σ1 = 60n₁ t_ч= 60·235·26280 =3.7· 10⁸.

Отношение

≥1

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =1.

Предел контактной выносливости = 600 ·1 = 600 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой ма­териала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 518 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для колеса

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

= K_FL2

где предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,

=2HB+70 = 2·241+70 = 552 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.7·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe2 = N_Σ2 = 60n₂ t_ч= 60·102·26280 =1.6· 10⁸.

Отношение

≥1

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =0.9.

Предел контактной выносливости = 552 ·0.91 = 502 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных по­верхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 434 МПа.

т. е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи [σ_н] = 434 МПа.

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

где предел выносливости при. изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

= K_FC K_FL

Где придел выносливости при изгибе ,соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

=1.8HB=1.8 280=504МПа

Коэффициент, учитывающий влияние двух­стороннего приложения нагрузки , при одностороннем приложении нагрузки Kfc= 1,0; коэффициент долговечности

так как N_FE1 = 1.6 10⁸ > N_F0 = 4 10⁶ , принимаем Kfl1 = 1,0.

Соответственно = K_FC K_FL

При HB < 350 , m_F= 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_F0= 4 10⁶,

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nfe_ч= N_Σ1 =60п₃t_ч = 60 102 26280=1.6 10⁸.

Соответственно =504 1 1=504МПа

Коэффициент безопасности

S_f = S'_f S''f= 1,75 1,0= 1,75,

где S'_F= 1,75, S''_F= 1,0. Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s= 1. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба Y_R= 1,0. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

= K_FC K_FL

где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=1.8HB=1.8 280=504МПа

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC= 1,0; коэффициент долговечности

так как N_F4 = 7.25 10⁷ > N_F0 = 4 10⁶ , принимаем Kfl4= 1,0.

При HB<350 т_Р = 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_FO = 4 10⁶; эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

N_FB4 = N_Σ4 = 60n₄t_ч= 60 46 26280 = 7.25 10⁷.

Соответственно

;

так как N_FE4 = 7.25 10⁷ > N_F0 = 4 10⁶ , принимаем Kfl4 = 1,0.

Предел выносливости

= K_FC K_FL =504 1 1=504МПа.

Коэффициент безопасности S_F = 1,75.

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , F_s= 1,0. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба , Y_s =1,0. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

=4.8HB=4.8 265=1272МПа;

коэффициент безопасности Sfmi = S'fmi ·S'' fmi= 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S'fmi = 1,75; S'' fmi = S''f = 1,0 . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s=1,0.

Следовательно,

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колес

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ,

=4.8HB = 4,8·241 = 1157 МПа.

Коэффициент безопасности

S = S' ·S'' = 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S' = 1.75 , S'' = Sf2= 1,0 . Коэффициент, учитывающий чув­ствительность материала к концентрации напряжений, Y_s= 1,0. Следовательно,

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

= K_FL1

здесь предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=2HB+70 = 2·265+70 = 600 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.8·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhei = N_Σ1 = 60n₁ t_ч= 60·235·26280 =3.7· 10⁸.

Отношение

≥1

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =1.

Предел контактной выносливости = 600 ·1 = 600 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой ма­териала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 518 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для колеса

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

= K_FL2

где предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,

=2HB+70 = 2·241+70 = 552 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.7·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe2 = N_Σ2 = 60n₂ t_ч= 60·102·26280 =1.6· 10⁸.

Отношение

≥1

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =0.9.

Предел контактной выносливости = 552 ·0.91 = 502 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных по­верхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 434 МПа.

т. е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи [σ_н] = 428 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

=4.8HB=4.8 280=1344МПа;

коэффициент безопасности Sfm₃ = S'fm₃ ·S'' fm₃ = 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S'fm₃ = 1,75; S'' fm₃ = S''f = 1,0 . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s=1,0.

Следовательно,

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колес

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ,

=4.8HB = 4,8·280 = 1344МПа.

Коэффициент безопасности

S = S' ·S'' = 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S' = 1.75 , S'' = Sf4= 1,0 . Коэффициент, учитывающий чув­ствительность материала к концентрации напряжений, Y_s= 1,0. Следовательно,

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

= K_FL3

здесь предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=2HB+70 = 2·280+70 = 630 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.8·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe3 = N_Σ3 = 60₃ t_ч= 60·102·26280 =1.6· 10⁸.

Отношение

≥1

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =1.

Предел контактной выносливости = 630 ·0.91 = 581 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой ма­териала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 502 МПа.

7. Допускаемое контактное напряжение для колеса

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений:

= K_FL4

где предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,

=2HB+70 = 2·280+70 =630 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.7·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe4 = N_Σ4 = 60n₄ t_ч= 60·46·26280 =7.2· 10⁷.

Отношение

≥1

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =0.9.

Предел контактной выносливости = 630 ·0.94 = 593 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных по­верхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 512 МПа.

т. е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи [σ_н] = 456 МПа.

Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

[σ_HМ1] = 2,8 σ_т = 2,8·600 = 1680 МПа

для колеса

[σ_HМ2] = 2,8 σ_т = 2,8·580 = 1624 МПа

10. Расчет передачи на контактную, выносливость. Вычисляем начальный диаметр шестерни

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент на шестерне

Ориентировочная окружная скорость

v = 0,0125

При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колес 9-я. Коэф­фициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями , Кнα= 1,13. Коэффициент ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор

Проверяем условие Принимаем К = 2; угол наклона

β= 16°; минимальное число зубьев шестерни z_1min = 16; расчетное число зубьев шестерни z₁= z_1min+ 2 = 16 + 2= 18.

Соответственно

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,

K_Hβ = 1,07. Коэффициент, учитывающий динамиче­скую нагрузку,

K_Hv = 1,038 (определяется интерполированием). Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ,

Z_H =1,76 cosβ= 1,76 cos 16°= 1,69.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес , Z_M= 275 МПа¹/2. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где коэффициент торцового перекрытия

Z_ɛ = ,

Соответственно

Z_ɛ = ,

Начальный диаметр шестерни

мм.

Модуль зацепления

т = cosβ= cos 16° = 1.97

Полученный модуль округляем до стандартного значения т = 2 мм. По стандартному модулю m =2 мм пересчитываем начальный диаметр

11. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость. Определяем расчетную окружную скорость при начальном диаметре шестерни

d_w1= 37.45 мм:

При данной скорости требуемая степень точности передачи 9-я, что соответ­ствует принятой ранее степени точности. Уточняем по скорости v = 0.57 м/с Коэффициент, входящие в формулу ,

K’_Hα = 1,15, K’_Hv = 1,039,Z’_H =1,01

Уточняем начальный диаметр шестерни:

По уточненному начальному диаметру модуль зацепления

m’ = cosβ= 0.9612 = 2.02

Полученный модуль вновь округляем стандартного значения т = 2 мм, что совпадает с ранее принятой величиной модуля; следовательно, диаметр начальной окружности шестерни = 37.45 мм. Ширина зубчатого венца

при

принимаем b_w =46 мм.

12. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии нагрузки. Расчетное напряжение на максимальной нагрузки

13. Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям, изгиба. Расчетное напряжение изгиба

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса;

Коэффициенты, учитывающие форму зуба шестерни и колеса Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние,

Расчетная удельная нагрузка

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ,

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

=1,16; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку , K_Fv= 1,1 (определяется интерполированием).

Соответственно

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

σ_F1=4.13 0.89 =61.95МПа < [σ_F1] =272МПа,

в зубьях колеса

σ_F2= σ_F1 =61.95 МПа < [σ_F2] =248МПа

14. Проверочный расчет при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки

Напряжения изгиба при расчете на выносли­вость:

для зубьев шестерни σ_F1 =61.95МПа.

для зубьев колеса σ_F2= 53.95МПа.

Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки:

для зубьев шестерни

σ_FM1 =61.95·2 = 123.9 МПа < [σ_FM1] = 727 МПа;

для зубьев колеса

σ_FM2= 53.95·2 = 107.8 МПа< [σ_FM2] = 661 МПа.

15. Принимаем окончательно параметры пе­редачи:

z₁ = 18; z₂ = 90; т = 2 мм; β=16°;

b_w = 46 мм; d_w1=37.45 мм;

d_w2=

Определяем межосевое расстояние

Проверяем межосевое расстояние

16. При необходимости округления межосевого расстояния до целого числа пересчитываем угол наклона β. Принимаем межосевое расстояние

a_w = 112.3 мм; соответственно угол наклона

И β=15º90’66’’

Пересчитываем начальные диаметры шестерни

Колес

Проверяем межосевое расстояние

Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

[σ_HМ3] = 2,8 σ_т = 2,8·600 = 1680 МПа

для колеса

[σ_HМ3] = 2,8 σ_т = 2,8·580 = 1624 МПа

10. Расчет передачи на контактную, выносливость. Вычисляем начальный диаметр шестерни

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент на шестерне

Ориентировочная окружная скорость

v = 0,0125

При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колес 9-я. Коэф­фициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями , Кнα= 1,13. Коэффициент ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор

Проверяем условие Принимаем К = 2; угол наклона

β= 16°; минимальное число зубьев шестерни z_1min = 16; расчетное число зубьев шестерни z₃= z_3min+ 2 = 16 + 2= 18.

Соответственно

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,

K_Hβ = 1,07. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

K_Hv = 1,038 (определяется интерполированием). Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ,

Z_H =1,76 cosβ= 1,76 cos 16°= 1,69.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес , Z_M= 275 МПа¹/2. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где коэффициент торцового перекрытия

Z_ɛ = ,

Соответственно

Z_ɛ = ,

Начальный диаметр шестерни

мм.

Модуль зацепления

т = cosβ= cos 16° = 2.41

Полученный модуль округляем до стандартного значения т = 2.5 мм. По стандартному модулю m =2.5 мм пересчитываем начальный диаметр

11. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость. Определяем расчетную окружную скорость при начальном диаметре шестерни

d_w3= 46.8 мм:

При данной скорости требуемая степень точности передачи 9-я, что соответ­ствует принятой ранее степени точности. Уточняем по скорости v = 0.24 м/с Коэффициент, входящие в формулу ,

K’_Hα = 1,15, K’_Hv = 1,039,Z’_H =1,01

Уточняем начальный диаметр шестерни:

По уточненному начальному диаметру модуль зацепления

m’ = cosβ= 0.9612 = 2.52

Полученный модуль вновь округляем стандартного значения т = 2.5 мм, что совпадает с ранее принятой величиной модуля; следовательно, диаметр начальной окружности шестер­ни = 46.8 мм. Ширина зубчатого венца

при

принимаем b_w =60 мм.

12. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии нагрузки. Расчетное напряжение на максимальной нагрузки

13. Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям, изгиба. Расчетное напряжение изгиба

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса;

Коэффициенты, учитывающие форму зуба шестерни и колеса Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние,

Расчетная удельная нагрузка

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ,

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

=1,16; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку , K_Fv= 1,1 (определяется интерполированием).

Соответственно

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

σ_F3=4.13 0.89 =114.3МПа < [σ₃] =272МПа,

в зубьях колеса

σ_F4= σ_F3 =114.3 МПа < [σ_F2] =248МПа

14. Проверочный расчет при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки

Напряжения изгиба при расчете на выносли­вость:

для зубьев шестерни σ_F3 =114.3МПа.

для зубьев колеса σ_F4= 102.3МПа.

Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки:

для зубьев шестерни

σ_FM3 =114.3·2 = 228.6 МПа < [σ_FM3] = 727 МПа;

для зубьев колеса

σ_FM2= 102.3·2 = 204.6 МПа< [σ_FM4] = 661 МПа.

15. Принимаем окончательно параметры пе­редачи:

z₁ = 18; z₂ = 90; т = 2.5 мм; β=16°;

b_w = 60 мм; d_w=46.8 мм;

d₄=

Определяем межосевое расстояние

Проверяем межосевое расстояние

16. При необходимости округления межосевого расстояния до целого числа пересчитываем угол наклона β. Принимаем межосевое расстояние

a_w = 140 мм; соответственно угол наклона

И β=15º35’88’’

Пересчитываем начальные диаметры шестерни

Колес

Проверяем межосевое расстояние