2.1.2 .Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба вычисляем по формуле

Пределы изгибной выносливости зубьев

= 0.00НВ₀=0.00*000,0= МПа,

= I.00НВ₀=0.00*000= МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: S_F0=0,0; S_F0=0.0 ( в соответствии с материалом и термообработкой).

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода К_FC0=0, К_FC0=0

Коэффициенты долговечности

0,

где q_j - показатель степени кривой усталости, q₀=6, [1 ] ;

N_F0 = 4*10⁶ - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе N_FEj= , где = 0.000, =0.000 - коэффициенты эквивалентности для _________ режима работы.

=0,000*00⁰; =0,000*00⁰

Поскольку > N_F0, примем К_FL0 = 0 .Вычислим К_FL0 = = 0,00.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

= 000 МПа ; = 000 МПа

2.2. Проектный расчет передачи

2.2.1..Межосевое расстояние

где =000 для косозубых передач [ 1 ].

Коэффициент ширины зубчатого венца принимаем = 0,000. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки К_н= 0,0. Тогда

= мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения = 000,00 мм.

2.2.2..Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m=(0,01…0,02)* = мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m= мм [ 1 ] .

Суммарное число зубьев передачи .

Число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число u_ф = = 0.

При 0.0 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 0.0 %.

Учитывая, что Z₀>00, принимаем коэффициенты смещения x₀=0, х₀ =0.

0.0.0.Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширину зубчатого венца колеса определим по формуле

b_w0= =0,000*000= мм.

Округлим b_w0 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров b_w0= 00 мм. Ширину зубчатого венца шестерни b_w0 принимают на 0...0 мм больше чем b_w0. Примем b_w0=00 мм.

Диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности d_j=mZ_j

d₀=mZ₁=0,0*00=000 мм, d₀=mZ₂ = 0.0*000 = мм,

окружности всршин зубьев d_aj= d_j +0m(0+x_j),

d_a1= 000 +0*0,0 = мм, d_a2= 000 +0*0,0= мм,

окружности впадин зубьев d_fj= d_j -0m(0,00-x_j),

d_f1=000 – (0*0.0*0.00)= мм, d_f0=000 - (0*0.0*0.00)= мм.

2.2.3.Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Величину окружной скорости передачи рассчитываем по зависимости

=0,0 м/с.

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст=0 [ 1 ] 0.

3.Расчет клиноременной передачи Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ = Н•м

Частота вращения ведущего шкива n₁= мин^-1

Передаточное число u=

Относительное скольжение =

Угол наклона передачи к горизонту

Тип нагрузки -

Число смен работы передачи в течение суток n_c=

Расчет передачи

1. Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения - ;

площадь поперечного сечения A= мм²;

ширина нейтрального слоя b_p= мм;

масса погонного метра ремня q_m= кг/м.

2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле [1]:

d₁=40 =

Округлим d₁ до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d₁= мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d₂=u d₁=

После округления получим: d₂= мм.

3. Фактическое передаточное число

u_ф= =

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d₁+d₂)=

5. Длина ремня

L = 2 +0.5 (d₁+d₂)+ =

Округлим до ближайшего числа из ряда на [1]: L= мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L-W+ )=

где W = 0.5 (d₁+d₂)= Y = 2 (d₂- d₁)²=

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= -57. =

7. Скорость ремня V = =

8. Окружное усилие равно F_t = =

9. Частота пробегов ремня = =

10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

C_u=1.14- =

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= - -0.001V²=

12. Допускаемое полезное напряжение

[ ] = C C_p=

где C - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C = 1-0.44 ln =

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н-0.1(n_c-1)=

C_н- коэффициент нагружения, C_н=

13. Расчетное число ремней

Z= =

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл. 3.3 [1]), предварительно приняли С_z=0.95.

Расчетное значение Z округлим до ближайшего большего целого числа Z=

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0.75 + q_mV²=

15. Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin =