4.2 Проверочный расчет.

18. Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви _max, Н/мм²:

_max = ₁ ^. _и ^. _V  []_P /2/ c.81

- напряжение растяжения в клиновом ремне

А = 138мм² – площадь сечения табл. К31 /2/ с.418

- напряжение изгиба в клиновом ремне

Е_и = 90Н/мм² – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней /2/ с.81

h = 10,5мм – высота сечения клинового ремня табл. К31 /2/ с.418

_V =  ^. V^{2 .} 10^-6 – напряжение от центробежных сил

 = 1300кг/мм³ – плотность материала ремня /2/ с.81

_V = 1300 ^. (7,03)^{2 .} 10^-6 = 0,06Н/мм²

[]_P = 10Н/мм² – допускаемое напряжение растяжения

_max = 2,9 + 6,75 + 0,06  []_P

9,71 < 10 – что удовлетворяет прочности ремня по максимальным напряжениям.

5. Силовой и прочностной расчет зубчатых колес редуктора, определение их основных параметров.

5.1 Выбор материала колес редуктора.

Для колес тихоходной и быстроходной передач выбираю материал сталь 40ХН.

Для шестерни передач выбираю термическую обработку - улучшение с твердостью , и .

Для колеса передач выбираю термическую обработку – улучшение с твердостью , и .

Твердость материалов шестерен и колес выбирается

из табл.3.2 /2/ с.53

5.2 Определение допускаемых контактных напряжений.

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и /2/ с.51

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов и

млн. циклов

из табл.3.3 /2/ с.51

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

, где - частота вращения вала, L_h – срок службы привода

циклов

циклов

, значит /2. с.51

, значит /2/ с.51

б) По табл. 3.1 определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0.

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .

Определяем допускаемое напряжение изгиба

а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.

, где = 4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

N₁ = 1412409560

N₂ = 313859306, 9

N₁ > N_F0

1412409560 > 4*10⁶  K_FL1=1

N₂ > N_F0

313859306, 9 > 4*10⁶  K_FL2=1

б) Допускаемое напряжение изгиба []_F0, соответсвующее пределу изгибной выносливости при числе цикловперемены напряжений N_F0 (по табл. 3.1 (2) с. 49).

[]_F01 = 1,03*HB_ср = 1,03*285,5 = 294, 07 Н/мм²

[]_F02 = 1,03*HB_ср = 1,03*248,5 = 255, 96 Н/мм²

в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]_F1 и колеса []_F2.

[]_F1 = K_FL1*[]_F01 = 1*294,07 = 294, 07 Н/мм²

[]_F2 = K_FL2*[]_F01 = 1*255,96 = 294, 07 Н/мм²

5.3 Расчет быстроходной ступени.

1. Межосевое расстояние. Предварительное значение межосевого расстояния определяем по формуле /1/ с. 16

, где

T₁ – вращающий момент на шестерне, Н*м

u – передаточное число

K = 10, т. к. H_1,2  350HB

Окружную скорость , м/с вычислим по формуле /1/ с. 17

Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. 2.5 /1/ с. 17

Передача низкой степени точности 9.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле /1/ с.17

, где

К_a=410, т. к. колесо косозубое

_ba – коэффициент ширины

_ba = 0,315 /1/ с. 17

K_H – коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н  К_Н  К_Н , где

К_Н – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

К_Н = 1,02 из табл. 2.6 /1/ с. 18

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_Н =1+(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^o – коэффициент в начальный период приработки

К_Н^o= 1,08 из табл. 2.7 /1/ с. 19

К_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев

К_Нw = 0,26 из табл. 2.8 /1/ с. 19

К_Н =1+(1,08-1) 0,26 = 1,02

К_Н - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Н =1+А(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^о = 1 + А(n_ст – 5)

А = 0,25 т. к. Н₁₂ ≤ 350 НВ

К_Н^о = 1 + 0,25(9 – 5) = 2

К_Н =1+0,25(2-1) 0,26 = 1,26

округляем полученное расстояние до a_w = 150 мм

2. Предварительные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина: b₂=_ba ^. a_w

b₂ = 0,315 · 150 = 47,25 мм

Ширину колеса после вычисления округляем до стандартного числа из табл. 24.1 /1/ с. 410  b₂ = 47

3. Модуль передачи. Максимально допустимый модуль m_max, мм определяем из условия неподрезания зубьев у основания

Минимальное значение модуля m_min, мм определяем из условия прочности:

K_m = 2,8 ^. 10³ – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

[]_F2 = 255,81 Н/мм²

K_F = K_F ^. K_F ^. K_F - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

K_F = 1,04 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

K_F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

K_F = 0,18 + 0,82 ^. K_H⁰

K_F = 0,18 + 0,82 ^. 1,08 = 1, 07

K_F = K_Н^о = 2 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

K_F = 1,04 ^. 1,07 ^. 2 = 2,23

Из полеченного диапазона (m_min...m_max) = (2,21…4,16) модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным /1/ с. 21  m = 2,5.

4. Суммарное число зубьев и угол наклона. Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс находим по формуле /1/ с. 21

Суммарное число зубьев вычисляем по формуле /1/ с. 21

полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа,

Уточняем угол наклона зубьев ,в градусах, по формуле /1/ с. 21

5. Число зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни по формуле /1/ с. 21

полученное значение округляем до ближайшего целого z₁ = 28

Определяем число зубьев колеса по формуле

z₂ = z_S – z₁

z₂ = 117 – 28 = 89

6. Определяем фактическое передаточное число u_ф по формуле

u_ф = z₂/z₁

u_ф = 89 / 28 = 3,18

Проверяем отклонение фактического передаточного числа u_ф от заданного u по формуле

допустимое отклонение.

7. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

- шестерня

d₂ = 2 ^. a_w – d₁ – колесо

d₂ = 2 · 150 – 71,79 = 228,21мм

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m

d_a1 = 71,79 + 2 · 2,5 = 76,79 мм

d_f1 = d₁ – 2,5 ^. m

d_f1 = 71,79 – 2,5 · 2,5 = 65,54 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m

d_a2 = 228,21 + 2 · 2,5 = 233,21 мм

d_f2 = d₂ – 2,5 ^. m

d_f2 = 228,21 – 2,5 · 2,5 = 221,96 мм

8. Размеры заготовок

D_заг = d_a1 + 6

D_заг1= 76,79 + 6 = 82,79 мм

D_заг2= 233,21 + 6 = 239,21 мм

S_заг = b₂ + 4

S_заг= 47 + 4 = 51 мм

9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям по формуле /1/ с. 23

где Z_ = 8400 для косозубой передачи

Определяем недогруз передачи по формуле

- перегруз допустим

10. Силы в зацеплении

окружная:

F_t = 2 ^. 10^{3 .} T_3Б / d₂

F_t = 2 ^. 10^{3 .} 150,63 / 71,79 = 4,2 кH

радиальная:

F_r = F_t ^. tg / cos

F_r = 4,2 ^. tg(20) / cos(12,839) = 1,57 кH

осевая:

F_a = F_t ^. tg

F_a = 4,2 ^. tg(12,839) = 0,96 кH

11. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба.

в зубьях колеса:

в зубьях шестерни:

Y_FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, зависит от приведённого числа зубьев и коэффициента смещения табл. 2.10 /1/ с.24

Y_FS1 = 3,8

Y_FS2 = 3,59

Y_ - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.

Y_ = 1 -  / 100

Y_β = 1 – 12,839 / 100 = 0,87

Y_ = 0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.