10. Определение окружной скорости вращения ремня

d₁=80 мм = 0,08 м

v= (·d₁·n_эд)/60 = 5,92 м/c

11. Определение силы натяжения ветви ремня

Рассчитаем силу натяжения ветви ремня по формуле (7.30), источник №1, стр. 136.

Коэффициент = 0,1 Н·с²/м²(для ремня типа А) берем из стандартного ряда (источник №1, стр. 136).

12. Определение ширины обода шкива

Ширина обода шкива рассчитывается по формуле, источник №1, стр. 138.

В_ш= (z-1)·e+2·f, где по ГОСТ 20889-80: е=15,0 мм ,f=10,0 мм (источник №1, табл. 7.12, стр.138)

В_ш= (2-1)·15,0 +10,0·2 = 35 мм

Расчёт закрытой конической зубчатой передачи

Проектный расчет закрытой конической передачи выполняется на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба, чтобы установить не появляется ли усталостное разрушение зубьев.

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 38,9 Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 103,46 Н·м

Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами, i_кон= 2,8

1. Выбор материала для передачи

Так как М₂<130 Н·м, то примем материал для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=260, для колеса - сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=245

2. Определение допускаемого контактного напряжения

[_H] =

При HB<350_{Hlim b} = 2HВ +70 ( источник №1, стр. 34)

Для колеса _{Hlim b} = 2·245 +70=560 МПа

Для шестерни _{Hlim b} = 2·260 +70=590 МПа

К_HL=1,0 - коэффициент долговечности, [S_H]=1,15 - коэффициент безопасности

[_H]_к=560/1,15=487 МПа

[_H]_ш=590/1,15=513 Мпа

3. Определение внешнего делительного диаметра колеса.

Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12289-76 примем

По условию проекта у нас прямозубое колесо, тогда K_d= 99

Коэффициент K_H (источник №1, стр. 49) примем равным 1,3

Далее определим внешний делительный диаметр колеса.

194,04 мм

По ГОСТ 12289-76 d_e2округлим до 200 мм

∆ = (200-194,04)/194,04·100% = 3,1%<6%

4. Расчет геометрических параметров передач

Выберем число зубьев шестерни равным 25.

z_{1 шест.} = 25

Тогда число зубьев колеса будет равно z_{2 кол.} =i_кон.·z_{1 шест.} = 2,8∙25 = 70

Определим углы делительных конусов ₁и₂ .

Для колеса: ₂=arctgi_кон.=70^O24'

Для шестерни: ₁ = 90^O -₂= 90^O–70^O24'= 19^O36'

5. Определение внешнего окружного модуля

m_e =d_e2 /z₂= 200/70= 2,86 мм

6. Определение внешнего конусного расстояния

R_e= 0,5m_e√z₁²+z₂²=0,5·2,86√(25²+70²)=106,3 мм

7. Определение ширины зубьев шестерни и колеса

в₂=ψ_bRe·R_e= 0,285·106,3=30,29мм

в₁= в₂+2мм=32,29 мм

8. Определение внешнего делительного диаметра шестерни.

d_е1 =m_е·z₁= 2,86·25 = 71,5 мм

9. Определение среднего делительного диаметра шестерни

d₁= 2(R_e-0,5 в₁)sin₁= 2(106,3- 0,5·32,29)sin19^O36'=58,68 мм

10. Определение внешнего диаметра шестерни и колеса по вершинам зубьев

d_ae1 = d_e1+ 2h_aecos₁ =71,5 +2·2,86·cos19^O36'= 76,89 мм

d_ae2 = d_e2+ 2h_aecos₂ = 200 +2·2,86· cos70^O24'= 201,92 мм

11. Определение среднего окружного модуля

m=d₁/z₁=58,68/25 = 2,35 мм

12. Определение коэффициента ширины шестерни по среднему диаметру

Ψ_bd=b₁/d₁=32,29/58,68=0,55

13. Определение средней окружной скорости зубчатых колёс

v= (·d₁·n₁)/60 = 1,03 м/c

14. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

Возьмем коэффициент нагрузки K_H =K_Hα·K_Hβ·K_Hν = 1,13·1,24·1,01 = 1,415 (источник №1, стр. 39-40)

= 487 МПа

>- условие прочности по контактным напряжениям выполняется

15. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

= 1,4 (таблица 3.7, источник №1, стр. 43). ЗначениеK_Fv= 1,05 (таблица 3.8, источник №1, стр. 43).

Итак, K_F=K_Fβ·K_Fv= 1,4·1,05=1,47

Определим окружную силу по формуле

F_t= 2M₁/d₁= 2·38,9·1000/58,68 = 1325,8H

16. Определение контактов формы зуба шестерни и колеса

z_ν1 =z₁/cosδ₁ = 25/0,9421=26,54

z_ν2 =z₂/cosδ₂ = 70/0,3355=208,64

По ГОСТ 21354-75 (Источник №1, стр. 42). Коэффициенты, учитывающие форму зуба,

Y_F1= 3,90,Y_F2= 3,60

17. Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Примем по источнику №1 (табл. 3.9, стр. 44)[S_F1]’ = 1,8; [S_F1]’’= 1,0

По формуле (3.24), источник №1, стр. 43, получаем:

[σF1]/YF1 = 305,56/3,9=78,35 МПа

[σF2]/YF2 = 277,78/3,6=77,16 МПа

[σF1]/YF1 >[σF2]/YF2 , следовательно расчет ведем для зубьев колеса

σ_F2 = (F_t∙K_f∙Y_f)/(_f∙b∙m) = (1325,8∙1,47∙3,6)/(0,85∙30,29∙2,35) = 115,96 Мпа<277,78 МПа

> _{- следовательно, условие прочности по напряжениям изгиба выполняется}