Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	D_пред	Термооб-работка	HRC_э1ср	[σ]_Н	[σ]_F
S_ghtl	HB_2ср	Н/мм²
Шестерня	40Х	315/200	У+ТВЧ	50,5
Колесо	40Х	200/125	У	248,5	514,3	255,95

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

1). Определяем внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм:

где К_нβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_нβ = 1;

θ_Н - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θ_Н = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

2). Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

для колеса

для шестерни

3). Определяем внешнее конусное расстояние R_e, мм:

мм

4). Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

где ψ_е = 0,285 - коэффициент ширины венца.

Округлить до целого числа по ряду R_a 40, b=42

5). Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес:

где K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fβ =l;

- коэффициент вида конических колес. Для прямозубых.

6). Определяем число зубьев колеса и шестерни

-для колеса

-для шестерни

7). Определяем фактическое передаточное число

проверяем его отклонение от заданного u.

8). Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

-для колеса

-для шестерни

9). Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни

НВ_1ср - НВ_2ср = 487,5-248,5=239

Так как 239> 100,

То х₁=х₂ = 0.

10). Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Вершины зубьев шестерни

Вершины зубьев колеса

Впадины зубьев шестерни

Впадины зубьев колеса

11). Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

-для шестерни

-для колеса

Проверочный расчет

12). Проверяем пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни

мм

Размер заготовки колеса

Соответствует

13). Проверим контактные напряжения

где F_t - окружная сила в зацеплении, Н равная

К_Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; К_Нα = 1

K_Hv - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес м/с, и степени точности передачи

443,72≤514,3

14). Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

напряжения изгиба зубьев шестерни

напряжения изгиба зубьев колеса

где: K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес K_Fα = l; K_Fv - коэффициент динамической нагрузки; Y_Fl и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υ_β -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Υ_β = l;

4.15. Составляем табличный ответ

Таблица 6

Проектный расчет
параметр	значение	параметр	значение
Внешнее конусное расстояние R_е	144.308	Внешний делительный диаметр: шестерни d_е1 колеса d_е2	69,273 280,314
Внешний окружной модуль m_e	1.611
Ширина зубчатого венца b		Внешний диаметр окружности вершин: шестерни d_ае1 колеса d_ае2	70,401 281,087
Вид зубьев	Прямозубые
Угол делительного конуса: шестерни δ₁ колеса δ₂	13,8796 76,1204	Внешний диаметр окружности впадин: шестерни d_fe₁ колеса d_fe₂	65,519 279,387
Число зубьев: шестерни z₁ колеса z₂		Средний делительный диаметр: шестерни d₁ колеса d₂	59,367 240,229

5. Расчет клиноременной передачи

1). Выбираем сечение ремня при.

Р_ном = 2,2кВт n_ном = 950 об/мин

Выбираем участок А

2). Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_min, мм. при Т_двиг = 18,20 Н*м, d_мин = 90 мм

3). Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d₁ = 100 мм.

4). Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

где u - передаточное число открытой передачи; ε - коэффициент скольжения ε = 0.01…0,02.

5). Определяем фактическое передаточное число u_ф

проверяем его отклонение от заданного

условия соблюдаются.

6). Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где h - высота сечения клинового ремня h = 8 мм.

, мм

7). Определяем расчетную длину ремня l мм:

Выбираем длину ремня l=1600 мм

8). Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

для облегчения надевания ремня на шкив

для натяжения ремней

9). Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁ град:

соответствует

10). Определяем скорость ремня v, м/с:

м/с

где [v] - допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

11). Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

с^-1?, U ≤ 30

12). Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С - поправочные коэффициенты.

С_р = 1 (спокойная), С_α = 0,89, С_l = 0,95, С_z = 0,95, =0,72,

13). Определим количество клиновых ремней

шт

14). Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:

15). Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t, H:

16). Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь

Ведомая ветвь

17). Определим силу давления на вал F_o_n, H:

Проверочный расчет

18). Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

а) σ₁ – напряжение растяжения Н/мм²

Н/мм²

б) σ_и – напряжение изгиба Н/мм²

, Н/мм²

где Е_и =80…100 – модуль упругости при изгибе прорезиненных ремней

в) σ_v – напряжение центробежных сил Н/мм²

Н/мм²

Ρ = 1250…1400 кг/мм³

г) [σ]_р – допустимое напряжение растяжения Н/мм²

[σ]_р = 10 Н/мм²

Полученные данные занесем в таблицу

Таблица 7

параметр	значение	параметр	значение
Тип ремня	Клиновый	Число пробегов ремня U, 1/c	1,429
Сечение ремня		Диаметр ведущего шкива d₁
Количество ремней z		Диаметр ведомого шкива d₁
Межосевое расстояние α		Максимальное напряжение σ, Н/мм²	9,9
Длинна ремня l		Начальное напряжение ремня F₀ Н/мм²	445,55
Угол охвата малого шкива α град	139,6	Сила давления ремня на вал F_оп, Н