Некоторые параметры возьмем из кинематического и силового расчета.

об/мин

Нм

Время работы передачи

2.1.2.Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для проектного расчета.

Выбор материала:

Сталь 40ХН улучшение. Шестерня 330 НВ₁, колесо 280 НВ₂.

Далее все параметры относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом “1”, параметры, относящиеся к колесу – индексом “2”.

Допускаемые усталостные контактные напряжения зубчатого колеса

где - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, 0,9;

- коэффициент, учитывающий окружную скорость, 1;

- коэффициент запаса прочности, 1,2;

- коэффициент долговечности;

- предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов

Мпа

Мпа,

где - базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов шестерни

где - коэффициент эквивалентности;

где m – степень кривой усталости, равная 6;

Находим эквивалентное число циклов колеса:

МПа

МПА

2.1.3Выбор расчетных коэффициентов.

Выбор коэффициента нагрузки - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии; =1,25 (из графика)

Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса - относительно межосевого расстояния; (симметричное расположение)

2.1.4.Проектный расчет передачи.

Определение межосевого расстояния

мм,

где числовой коэффициент, 430;

ближайшее стандартное значение межосевого расстояния равно 125 мм

Выбор нормального модуля

m=0,01m =1,25мм

Общее число зубьев

где - угол наклона зуба.

Выбираем число зубьев , Принимаем

зубьев

, Принимаем 33 зуба

зубьев

Уточняем угол наклона зубьев

Находим делительные диаметры

мм,

мм

выполним проверку:

мм,

Диаметры выступов

мм,

мм

Диаметр впадин

, мм.

,мм,

мм

Расчетная ширина колеса

мм,

Проверяем ширину по достаточности перекрытия

Торцовая степень перекрытия

>1,1

Окружная скорость

м/с,

по окружной скорости выбираем степень точности передачи, 9 степень точности (тихоходная передача).

2.1.5. Проверочные расчеты.

Коэффициенты нагрузки

где К_Н – коэффициент контактной прочности;

К_F - коэффициент изгибной прочности;

и - коэффициенты внутренней динамической нагрузки, , ;

и - коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по контактной линии), , ;

и - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями, , ;

Проверка по контактным напряжениям

где - коэффициент материала, для стали =190;

- коэффициент учета суммарной длины контактных линий;

- коэффициент формы сопряженных поверхностей, 2,43;

- окружное усилие;

Н,

отклонение

Проверка по усталостным напряжениям изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба

Проверка по этим расчетам предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t и, как следствие, поломку зуба.

Мпа,

где - коэффициент шероховатости переходной кривой, 1;

- масштабный фактор, 1;

- коэффициент реверсивности нагрузки,1;

- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент запаса прочности;

- предел выносливости зуба, =1,75*НВ

Мпа, Мпа;

=1,082-0,172*lgm=0,99

где - базовое число циклов, ;

m – степень кривой усталости;

- эквивалентное число циклов шестерни;

где - коэффициент эквивалентности;

Рабочее напряжение изгиба.

Мпа,

где - коэффициент формы зуба;

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении;

- коэффициент угла наклона зуба;

- эквивалентное число зубьев;

Мпа

действительный запас усталостной изгибной прочности

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надежности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятность усталостной поломки зуба.

Проверка на контактную статическую прочность

где - пиковая нагрузка, 1,2Т;

- допускаемые статические контактные напряжения;

Мпа,

Мпа

это допускаемое напряжение предотвращает растрескивания поверхностных слоев зуба.

Проверка изгибной статической прочности

Проверка делается для шестерни и колеса

Мпа,

где - допускаемые статические напряжения изгиба. Для улучшенных и поверхностно упроченных зубьев

Мпа,

2.2 Расчет клиноременной передачи

2.2.1Подготовка расчетных параметров.

n₁=1435 об/мин

Т₁=19,1 Нм

U₁=3.02

Время работы передачи

t=10512 ч.

2.2.1Выбор профиля сечения ремня его геометрии и минимального значения диаметра малого шкива.

2.2.2 Выбор профиля сечения ремня

Ремень нормального сечения, профиля YO размеры:

мм, мм, мм, мм, мм , мм;

2.2.3 В первом приближении примем диаметр малого шкива равным минимальному значению мм

2.2.4 Проверим диаметр по скорости ремня

м/с,

Расчет плоской геометрии

2.2.5. Определение диаметра второго шкива

мм,

где - коэффициент упругого скольжения под полной нагрузкой; 0,02;

d₂=63*3.02*(1-0.02)=186,5 мм

округлим диаметр по ряду предпочтительных чисел R 40, d₂=180 мм.

2.2.6. Уточним передаточное число

= =2,92

вычислим отклонение передаточного числа от минимального

2.2.7. Определяем межосевое расстояние

минимальное допустимое межосевое расстояние

мм,

a_min = 0.55*(63+180)+8=141,65 мм

при меньшем значении шкивы будут задевать друг друга

где - оптимальное значение межосевого расстояния;

a= 1*180=180 мм

2.2.8. Определяем длину ремня по нейтральному слою

мм,

где - среднее значение диаметров;

- разница между диаметрами шкивов;

мм,

Длину ремня следует принять по стандарту ближайшее большее значение

L=710 мм

по стандартной длине вычислим межосевое расстояние

мм,

для возможности надевания ремня на шкивы следует предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на величину 0,015L, то есть уменьшенное значение

мм,

для компенсации вытяжки ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,03L, то есть

мм,

при проектировании привода следует предусмотреть возможность перемещения натяжного устройства

мм,

проверка угла обхвата на малом шкиве

Определение числа ремней по тяговой способности с учетом долговечности

2.2.9 Допускаемые приведенные полезные напряжения для ременной передачи с узким ремнем

где - число пробегов ремня в секунду;

- эквивалентный диаметр малого шкива;

1/с,

1/с

где - коэффициент;

МПа

Допускаемые полезные напряжения

где - коэффициент угла обхвата на малом шкиве;

- коэффициент режима, 1;

где t – угол обхвата;

Окружное усилие

Н,

Число ремней

где - коэффициент неравномерности загрузки ремней. Предварительно можно принять его 0,95, окончательно он выбирается после определения числа ремней с последующим уточнением Z