2. Расчет поликлиновой передачи

2.1 Крутящий момент на быстроходном валу Т₁ = 45 Нм.

2.2 При данном моменте принимаем сечение поликлинового ремня «Л».

2.3 Диаметр меньшего шкива d_р1 = 100 мм.

2.4 Диаметр большего шкива d_р2 = 250 мм.

2.5 Действительное передаточное число ременной передачи u_Р.П. = 2,52.

2.6 Скорость ремня

.

2.7 Частота вращения ведомого вала

мин^-1.

2.8 Межосевое расстояние согласно рекомендациям

a = 1,2d_р2 =1,2250 = 300 мм.

2.9 Расчетная длина ремня

мм.

Стандартная длина ремня L = 1180 мм.

2.10 По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние:

.

2.11 Угол обхвата на меньшем шкиве



2.12 Исходная длина ремня L_о = 1600 мм. Относительная длина

L/ L_о = 1180/1600 = 0,737.

2.13 Коэффициент длины С_L = 0,93

2.14 Исходная мощность при d_р1 = 100 мм и v = 5,05 м/с N₀ = 5 кВт.

2.15 Коэффициент угла обхвата С_ = 0,92.

2.16 Поправка к крутящему моменту T_u = 5,4 Нм.

2.17 Поправка к мощности

N_u = 0,0001 T_un₁ =0,521 кВт.

2.18 Коэффициент режима работы при указанной нагрузке C_p = 0,73.

2.19 Допускаемая мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с 10 ребрами:

[N] = (N₀C_C_L + N_u) C_P = (5  0,92  0,93 + 0,521)0,73 = 3,5 кВт.

2.20 Число ребер поликлинового ремня:

.

Принимаем z =13.

2.21 Сила начального натяжения ремня:

= Н.

2.22 Усилие, действующее на валы передачи:

Н.

2.23 Размеры обода шкивов

е = 4,8 мм, f = 5, 5 мм, h_t = 6,6 мм, h = 4,85 мм, r₁ = 0,5 мм, r₂ = 0,4 мм, Δ=2,4 мм.

2.24 Наружные диаметры шкивов

мм, мм.

2.25 Ширина обода шкивов

мм.

Принимаем М = 70 мм.

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Расчет первой ступени редуктора.

3.1.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса. Выбираем материал для шестерни и колеса – Сталь 40Х (поковка); термообработка – нормализация.

Для шестерни:

Твердость ; предел прочности предел текучести

Для колеса:

Твердость ; предел прочно предел текучести

3.1.2 Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни по формуле:

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

где предел выносливости зубьев шестерни при изгибе, соответствующий базовому числу перемен напряжений. коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки при одностороннем приложении нагрузки

коэффициент долговечности

Здесь показатель степени кривой выносливости при изгибе: при базовое число циклов перемены напряжений эквивалентное число циклов перемены напряжений

Так как то принимаем соответственно

Коэффициент безопасности где коэффициент, учитывающий нестабильность характеристики материала, коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи,

Коэффициент учитывает чувствительность материала к концентрации напряжений в функции от модуля зацепления. При проектировочном расчете ввиду неопределенности модуля Коэффициент учитывает шероховатость переходной поверхности зуба в зависимости от способа обработки. Принимаем

Находим допускаемые напряжения изгиба для зуба шестерни:

3.1.3 Допускаемое напряжение изгиба для зуба колеса:

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

где предел выносливости зубьев колеса при изгибе, соответствующий базовому числу перемен напряжений.

коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки при одностороннем приложении нагрузки

коэффициент долговечности

При базовое число циклов перемены напряжений эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Так как то принимаем соответственно

Находим допускаемые напряжения изгиба для зуба колеса

3.1.4 Определяем допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба шестерни по формуле:

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

определяется так же, как и при расчете на выносливость при изгибе.

коэффициент безопасности, , где

Следовательно,

3.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба колеса:

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

коэффициент безопасности, , где

Следовательно,

3.1.6 Определяем допускаемое напряжение на контактную выносливость для зуба шестерни по формуле:

где придел контактной выносливости поверхности зубьев шестерни, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи рассчитываем по формуле:

где базовое число циклов перемен напряжений эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений:

Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле: т. е. принимаем

Предел контактной выносливости:

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала . Коэффициент , учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбираем . Коэффициент учитывающий окружную скорость, в предварительных расчетах принимают

Получаем:

3.1.7 Допускаемые контактные напряжения для зуба колеса:

где придел контактной выносливости поверхности зубьев колеса, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи рассчитываем по формуле:

где базовое число циклов перемен напряжений эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений:

Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле:

т. е.

принимаем Предел контактной выносливости:

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала . Коэффициент , учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбираем . Коэффициент учитывающий окружную скорость, в предварительных расчетах принимают .

Получаем:

3.1.8 Определяем допускаемое контактное напряжение передачи:

Проверяем выполнение условия . Условие выполняется.

3.1.9 Находим допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба шестерни по формуле:

для зуба колеса:

3.1.10 Расчет передачи на контактную выносливость. Вычислим начальный диаметр шестерни:

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета.

Номинальный крутящий момент на шестерне находится по формуле:

где номинальная мощность, передаваемая шестерней,

частота вращения шестерни, тогда

Ориентировочная окружная скорость колес находится по формуле:

При данной скорости требуется степень точности передачи – 9-я.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Максимальное значение коэффициента ширены зубчатого венца при не симметричном расположении шестерни:

Определяем значение коэффициента ширены зубчатого венца:

,

где коэффициент К=2, угол наклона зубьев принимаем , расчетное число зубьев шестерни .

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (определяем интерполированием).

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяем по графику в зависимости от коэффициента

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес для стальных колес.

Число зубьев колеса Принимаем

Коэффициент торцевого перекрытия который находится по формуле:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий , который находится по формуле:

Начальный диаметр шестерни:

Модуль зацепления:

Полученный модуль округляем до стандартного значения По стандартному модулю пересчитываем начальный диаметр:

3.1.11 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.

Определим расчетную окружную скорость при начальном диаметре шестерни

Расчетная окружная скорость колес находится по формуле:

При данной скорости рекомендуемая степень точности передачи – 9-я, что совпадает с ранее принятой степенью точности.

Уточняем начальный диаметр шестерни:

Уточняем по скорости коэффициенты, входящие в формулу.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку коэффициент , учитывающий окружную скорость, в предварительных расчетах принимаем

Следовательно:

По уточненному начальному диаметру находим модуль зацепления:

Полученный модуль вновь округляем до стандартного значения , что совпадает с ранее принятой величиной модуля; следовательно, диаметр начальной окружности шестерни

Ширина зубчатого венца при принимаем

3.1.12 Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение, создаваемое максимальной нагрузкой определяется по формуле:

,

где действующее напряжение при расчете на контактную выносливость:

Расчетное контактное напряжение от максимальной нагрузки:

где задано в исходных данных расчета.

3.1.13 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. Вычисляем напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Предварительно определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса соответственно Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на напряженное состояние

Удельную расчетную нагрузку определяем по формуле:

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при не симметричном расположении зубчатого колеса , определяем по графику в зависимости от коэффициента коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (определяется интерполированием).

соответственно

Вычисляем напряжение изгиба в зубьях колеса:

3.1.14 Проверочный расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки находится по формуле:

Напряжение изгиба от максимальной нагрузки в зубьях шестерни находится по формуле:

в зубьях колеса:

где задано в исходных данных расчета.

3.1.15 Окончательно принимаем параметры передачи:

Определяем делительный диаметр колеса:

Определяем межосевое расстояние первой ступени:

3.1.16 Округляем межосевое расстояние до целого числа и пересчитываем угол наклона зуба, делительные диаметры шестерни и колеса:

Проверяем межосевое расстояние:

3.2 Расчет второй ступени редуктора.

3.2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса. Выбираем материал для шестерни и колеса – Сталь 40Х (поковка); термообработка – нормализация.

Для шестерни:

Твердость ; предел прочности предел текучести

Для колеса:

Твердость ; предел прочно предел текучести

3.2.2 Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни по формуле:

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

где предел выносливости зубьев шестерни при изгибе, соответствующий базовому числу перемен напряжений. коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки при одностороннем приложении нагрузки

коэффициент долговечности

Здесь показатель степени кривой выносливости при изгибе: при базовое число циклов перемены напряжений эквивалентное число циклов перемены напряжений

Так как то принимаем соответственно

Коэффициент безопасности где коэффициент, учитывающий нестабильность характеристики материала, коэффициент, учитывающий способ получения заготовки и условия эксплуатации передачи,

Коэффициент учитывает чувствительность материала к концентрации напряжений в функции от модуля зацепления. При проектировочном расчете ввиду неопределенности модуля Коэффициент учитывает шероховатость переходной поверхности зуба в зависимости от способа обработки. Принимаем

Находим допускаемые напряжения изгиба для зуба шестерни:

3.2.3 Допускаемое напряжение изгиба для зуба колеса:

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

где предел выносливости зубьев колеса при изгибе, соответствующий базовому числу перемен напряжений.

коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки при одностороннем приложении нагрузки

коэффициент долговечности

При базовое число циклов перемены напряжений эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Так как то принимаем соответственно

Находим допускаемые напряжения изгиба для зуба колеса

2.2.4 Определяем допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба шестерни по формуле:

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

определяется так же, как и при расчете на выносливость при изгибе.

коэффициент безопасности, , где

Следовательно,

3.2.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба колеса:

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

коэффициент безопасности, , где

Следовательно,

3.2.6 Определяем допускаемое напряжение на контактную выносливость для зуба шестерни по формуле:

где придел контактной выносливости поверхности зубьев шестерни, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи рассчитываем по формуле:

где базовое число циклов перемен напряжений эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений:

Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле: т. е. принимаем

Предел контактной выносливости:

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала . Коэффициент , учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбираем . Коэффициент учитывающий окружную скорость, в предварительных расчетах принимают

Получаем:

3.2.7 Допускаемые контактные напряжения для зуба колеса:

где придел контактной выносливости поверхности зубьев колеса, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений:

Коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи рассчитываем по формуле:

где базовое число циклов перемен напряжений эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений:

Отношение поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле:

т. е.

принимаем Предел контактной выносливости:

Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала . Коэффициент , учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбираем . Коэффициент учитывающий окружную скорость, в предварительных расчетах принимают .

Получаем:

3.2.8 Определяем допускаемое контактное напряжение передачи:

Проверяем выполнение условия . Условие выполняется.

3.2.9 Находим допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки для зуба шестерни по формуле:

для зуба колеса:

3.2.10 Расчет передачи на контактную выносливость. Вычислим начальный диаметр шестерни:

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент на шестерне находится по формуле:

где номинальная мощность, передаваемая шестерней, частота вращения шестерни, тогда

Ориентировочная окружная скорость колес находится по формуле:

При данной скорости требуется степень точности передачи – 9-я.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Максимальное значение коэффициента ширены зубчатого венца при не симметричном расположении шестерни:

Определяем значение коэффициента ширены зубчатого венца:

,

где коэффициент К=2, угол наклона зубьев принимаем , расчетное число зубьев шестерни . Принимаем .

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (определяем интерполированием).

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца определяем по графику в зависимости от коэффициента

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала зубчатых колес для стальных колес.

Число зубьев колеса

Коэффициент торцевого перекрытия который находится по формуле:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий , который находится по формуле:

Начальный диаметр шестерни:

Модуль зацепления:

Полученный модуль округляем до стандартного значения По стандартному модулю пересчитываем начальный диаметр:

3.2.11 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.

Определим расчетную окружную скорость при начальном диаметре шестерни

Расчетная окружная скорость колес находится по формуле:

При данной скорости рекомендуемая степень точности передачи – 9-я, что совпадает с ранее принятой степенью точности.

Уточняем начальный диаметр шестерни:

Уточняем по скорости коэффициенты, входящие в формулу.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку коэффициент , учитывающий окружную скорость, в предварительных расчетах принимаем

Следовательно:

По уточненному начальному диаметру находим модуль зацепления:

Полученный модуль вновь округляем до стандартного значения , что совпадает с ранее принятой величиной модуля; следовательно, диаметр начальной окружности шестерни

Ширина зубчатого венца при принимаем

3.2.12 Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Расчетное напряжение, создаваемое максимальной нагрузкой определяется по формуле:

,

где действующее напряжение при расчете на контактную выносливость:

Расчетное контактное напряжение от максимальной нагрузки:

где задано в исходных данных расчета.

3.2.13 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. Вычисляем напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Предварительно определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса соответственно Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на напряженное состояние

Удельную расчетную нагрузку определяем по формуле:

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца при не симметричном расположении зубчатого колеса , определяем по графику в зависимости от коэффициента коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (определяется интерполированием).

соответственно

Вычисляем напряжение изгиба в зубьях колеса:

3.2.14 Проверочный расчет зубьев на прочность при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки находится по формуле:

Напряжение изгиба от максимальной нагрузки в зубьях шестерни находится по формуле:

в зубьях колеса:

где задано в исходных данных расчета.

3.2.15 Окончательно принимаем параметры передачи:

Определяем делительный диаметр колеса:

Определяем межосевое расстояние первой ступени:

3.2.16 Округляем межосевое расстояние до целого числа и пересчитываем угол наклона зуба, делительные диаметры шестерни и колеса:

Проверяем межосевое расстояние: