Знайдемо напруження розтягу в пасі, мПа:

де А – площа поперечного перерізу пасу, м²;

F_t – колова сила, Н.

Знайдемо напруження згину, МПа:

де Е_ЗГ – модуль пружності пасу при згині, Е_ЗГ = 80 МПа;

Знайдемо коефіцієнт, який враховує різну ступінь впливу напружень згину на ведучому і введеному шківах:

Визначимо кількість замін пасу:

В процесі експлуатації кількість змін пасів відсутні.

2.2 Підсумкові дані: Тип пасу Пас б-2500ш гост 1284.1-80 – гост 1284.3-80

Переріз пасу – Б

Довжина пасу L = 2500 мм

Матеріал шківа – чавун СЧ15

Міжосьова відстань а_д=800 мм

Межа регулювання :

Фактичне передаточне число передачі U=3,0

Число пасів Z=3

Сила попереднього натягу F₀ =183,63 Н

Сила, яка діє на вали F_R = 1816,13 Н

Максимальні напруження = 6,11 МПа

Робочий ресурс передачі t_n = 6396 год

Кількість змін пасів за ресурс роботи привода відсутні

3 Розрахунок циліндричної тихохідної зубчастої передачі

Розрахувати косозубу циліндричну зубчасту передачу одноступеневого редуктора за такими даними: передаточне число передачі U = 5; передача нереверсивна; режим навантаження Л; можливі короткочасні перевантаження до 180 % від номінального; строк служби передачі h = 3780 год., обертовий момент на веденому валу передачі Т₂=977,18 Нм, частота обертання веденого вала n₂=117,2 хв^-1.

3.1 Матеріали зубчастих коліс

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь 40ХН із термообробкою — гартування та СВЧ. За даними довідників вибираємо: твердість поверхні зубців = = 50 НRC, = = 900 МПа, = = 750 МПа

3.2 Допустимі напруження для розрахунку зубчастої передачі

а) допустимі контактні напруження. Границі контактної витривалості зубців шестірні та колеса будуть такими:

σ_{H lim} = 17 НRC₁₂ + 200 = 17 · 50 + 200 = 1050 МПа;

Базу випробувань для матеріалу шестірні та колеса визначаємо за формулою:

N_H012 = 30 · НB₁₂ = 30 · 500^2.4 = 90084332,55

Визначаємо коефіцієнт довговічності:

де

Допустимі контактні напруження для зубців шестірні та колеса при коефіцієнті запасу S_H = 1,1 знаходимо за формулою:

[σ]_H = =

Допустиме гранична контактне напруження:

[σ]_{H max} = 40HRC= 40· 50 = 2000 МПа

б) допустимі напруження на згин. Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань N_F0 = 4 · 10⁶

σ_{F lim} = 550 МПа

Оскільки N_FE N_FO коефіцієнт довговічності для зубців шестірні та колеса K_FL визначають за формулою:

Допустиме напруження на згин для зубців шестірні та колеса при коефіцієнті запасу s_F = 1,75 визначаємо за формулою:

[σ]_F =

Для зубців шестерні та колеса граничне допустиме напруження на згин, МПа:

[σ]_{F max} = 1430 МПа

3.3 Проектний розрахунок передачі

Для проектного розрахунку попередньо беремо коефіцієнт ширини вінця = 0,400 і відповідно = 0,5 (U + 1) = 0.5 · 0,400 · (5 + 1) = 1,2.

Залежно від (симетричне розміщення зубчастих коліс відносно опор валів та твердості H > 350 НВ) визначаємо коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців, К_Hβ = 1,10.

Допоміжний коефіцієнт К_а = 430 МПа^1/3 для косозубої ( ) передачі.

За формулою мінімальна міжосьова відстань передачі, мм:

Вибираємо фактичну міжосьову відстань α_ω = 100 мм. Кут нахилу лінії зубців попередньо беремо β = 12,84°.

Модуль зачеплення визначається за формулою:

Стандартне значення модуля вибирається з ряду значень (ГОСТ 9563-60): m=2,5.

3.4 Число зубців шестерні та колеса

Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса:

де = arcsіn =12,64 град.

 =arcos

Кількість зубів шестерні:

колеса:

Z₂ = Z_ - Z₁=78-13=65

3.5 Розрахунок параметрів зубчастої передачі

Розміри, мм:

- колеса d _w2= d₂ = = = 167,53 мм;

d_a2 = d_w2 + 2(1+ X₂ )m = 167,53 + 2(1 – 0,3)2,5 = 171,03 мм;

d_f2 = d₂ – 2m(1,25 –X₂ ) = 167,53 - 2(1,25 + 0,3) = 159,78 мм;

b₂ = _ba a_W = 0,4100 = 40 мм;

- шестерні d_w1= d₁= = = 33,51 мм;

d_a1 = d_w1 + 2(1+X₁)m =33,51 + 2(1+0,3)2,5 = 40,01 мм;

d_f1 = d₁ – 2m(1,25 – X₁ ) = 33,51 – 2(1,25 – 0,3) = 28,76 мм;

b₁ = _ba a_W+5 = 0,4100+5 = 45 мм;

Коефіцієнти перекриття

_=

де

Колова швидкість в зачепленні:

V = м/с;

Отже, приймаємо восьмий ступінь точності.

3.6 Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі

де _w = 20 - кут зачеплення в нормального перерізу.

3.7 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому

3.8 Розрахунок активних поверхонь зубців на міцність під час дії короткотривалого перевантаження

3.9 Розрахунок зубців на опір втомі при згині

σ_F1 = = 3,78 · 0,91 · 1 · = 607,12

σ_F2 = σ_F1 · ( ) = 607,12 · = 594,27

Y_F1 = 3,7; Y_F2 = 3,78 ­- ­ коефіцієнти форми зубців

Y_ε = 1- коефіцієнт перекриття зубців;

Y_β =

K_Fα = 1,22 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями;

K_Fβ = 1,21 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців;

K_Fυ = 1,04 – коефіцієнт динамічного навантаження

Питома розрахункова колова сила

Стійкість зубців проти втомного руйнування при згині не забезпечується, оскільки розрахункові напруження згину більші від відповідних допустимих напружень

[σ]_F1 = 607,12 МПа та [σ]_F2 = 594,27 МПа.

3.10 Розрахунок зубців на міцність при згині, при максимальних навантаженнях

Міцність зубців на згин при дії максимального навантаження забезпе­чується, бо максимальні розрахункові напруження менші від граничних допустимих напружень