Кинематический расчет привода (стр. 2 из 7)

где s - предел выносливости ремня, s = 7 МПа [5,c.123];

С_i - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

определяем согласно [5,c.124] по формуле

(2.22)

С_н - коэффициент, зависящий от изменения нагрузки, С_н = 1 [5,c.124]

Рекомендуемая долговечность ремня Н_о не менее 2000 час [5,с.124]

2.10 Нагрузку на валы ременной передачи F_в, Н, определяем согласно [5,c.124] по формуле

(2.23)

Н

3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, 230 HВ₁, для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение, 200HВ₂.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения

, МПа, согласно [5,c.33] по формуле

(3.2)

где K_HL- коэффициент долговечности, K_HL=1 [5, с.33];

[S_Н] - коэффициент безопасности, [S_Н] = 1,2 [5, с.33].

Коэффициент долговечности K_HLопределяем согласно [5, c.33] по формуле

(3.3)

где N_HO - число циклов напряжений, соответствующее пределу вынос-

ливости, N_HO = 15 10⁶ [3, c.130];

N- число циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы

согласно [3, c.130] определяем по формуле

(3.4)

где L_h- ресурс передачи.

Ресурс передачи L_h, ч, определяем по формуле

L_h = Т × 365 × 24 ×К_год×К_сут, (3.5)

L_h = 5 × 365 × 24 × 0,6× 0,3 = 7884 ч

Число циклов перемены напряжений зубьев шестерни N₁ за весь срок службы определяем согласно [3, c.145] по формуле

Число циклов перемены напряжений зубьев зубчатого колеса за весь срок службы N₂ определяем по формуле [3.4]

при N > N_HO, K_HL = 1 [5, c.33].

Коэффициент долговечности для шестерни K_HL1 при соблюдении условия

N₁ > N_HO ,

596,45 10⁶ > 15 10⁶

равняется K_HL1 = 1.

Коэффициент долговечности для зубчатого колеса K_HL2 при соблюдении условия

N₂ > N_HO,

149,12 ×10⁶ > 15 ×10⁶

равняется K_HL2 = 1.

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни

, МПа, по формуле [3.2]

МПа

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса

, МПа, по формуле [3.2]

МПа

Для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение.

3.3 Определяем межосевое расстояние a_w, мм, из условия контактной выносливости зубьев согласно [5, c.32] по формуле

(3.6)

где K_H-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца, K_H= 1 [5, с.32];

y_ba- коэффициент ширины венца колеса, y_ba= 0,2 [5, с.32].

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w=180 мм

3.4 Определяем нормальный модуль зацепления m, мм, согласно [5, c.36] по формуле

m = (0,01 ¸0,02) × a_w , (3.7)

m = (0,01 ¸0,02) × 180 = 1,8 ё 3,6 мм

3.5 Определяем число зубьев шестерни z₁ согласно [5, c.37] по формуле

(3.8)

3.6 Определяем число зубьев зубчатого колеса z₂ по формуле

z₂ = z₁× u₂, (3.9)

z₂= 36 × 4 = 144

3.7 Определяем делительные диаметры зубчатой передачи d_i, мм, согласно [5, c.37] по формуле

d_i= m × z_i,(3.10)

Определяем делительный диаметр шестерни d₁, мм, по формуле [3.10]

d₁= 2 × 36= 72 мм

Определяем делительный диаметр зубчатого колеса d₂, мм, по формуле [3.10]

d₁= 2 × 144= 288 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние a_w, мм, согласно [5, c.37] по формуле

(3.11)

мм

3.9 Определяем диаметры вершин зубчатых колес d_ai, мм, согласно [5, c.293] по формуле

d_ai = d_i + 2× m, (3.12)

Определяем диаметр вершин шестерни d_a1, мм, по формуле [3.12]

d_a1 = 72 + 2 × 2 = 76 мм

Определяем диаметр вершин зубчатого колеса d_a2, мм, по формуле [3.12]

d_a2 = 288 + 2 × 2 = 292 мм

3.10 Определяем ширину колеса b₂, мм, согласно [5, c.294] по формуле

b₂ = y × a_w, (3.13)

b₂= 0,2 × 180 = 36 мм

3.11 Определяем ширину шестерни b₁, мм, согласно [5,c.294] по формуле

b₁= b₂ + 5, (3.14)

b₁= 36+ 5 = 41 мм

3.12 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру _bd согласно [5, c.33] по формуле

(3.15)

3.13 Определяем окружную скорость колес v, м/с, согласно [5, c.294] по формуле

(3.16)

м/с

При такой скорости для прямозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

3.14 Определяем коэффициент нагрузки K_H согласно [5, c.39] по формуле

K_H = K_Hb × K_Hv × K_Ha, (3.17)

где K_Hb - коэффициент, K_Hb = 1,06 [5, с.39];

K_Hv - коэффициент, K_Hv = 1,05 [5, с.40];

K_Ha - коэффициент, K_Ha = 1 [5, с.39].

K_H = 1,06×1,05 ×1 = 1,11

3.15 Проверяем контактные напряжения _Н, МПа, согласно [5, c.31] по формуле

(3.18)

МПа

недогруз составляет

.

3.16 Определяем окружную силу, действующую в зацеплении, F_t1, Н, согласно [5, c.41] по формуле

(3.19)

Н

3.17 Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении, F_r, Н, согласно [5, c.294] по формуле

F_t1 = F_t1× tga, (3.20)

где a = 20° - угол зацепления

F_r1 = 1293 × tg20° = 471 Н

3.18 Определяем допускаемые напряжения согласно [5, c.43] по формуле

(3.21)

где s°_Flimb1 - значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба

Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни

, МПа, принимаем согласно [5, c.44]

1,8 НВ₁ = 1,8  230 = 414 МПа

Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для колеса

, МПа, принимаем согласно [5, c44]

1,8 НВ₂ = 1,8  200 = 360 МПа

- коэффициент безопасности определяем согласно [5, c.43] по

формуле

(3.22)

где

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, 1,75 [5, с.45];

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, 1 [5, с.44].