Проверочный расчет шпоночных соединений

КУРСОВАЯ ПОЕКТ

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

На тему: «Проектирование привода грузоподъемного устройства»

Студент __________________Курилко В.П

Руководитель работы ____________________Синица Е.В.

БЕЛГОРОД 2011

Содержание

1. Введение…………………………………………………………………………………………..……………………………………………...3

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя……..………….…4

3. Расчет передач редуктора…………………………………………………………………………………………….........7

4. Расчет валов……………………………………………………………………………………………………..…………………..……..28

5. Выбор шпонок………………………………………………………………………………………………………..………….………..34

6. Выбор муфт……………………………………………………………………………………………………………….…..……….……..36

7. Расчет подшипников ………………………………………………………………………………………………….……….…..37

8. Выбор смазки редуктора………………………………..……………………………………………………...39

10. Литература… 40

Введение

Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Исходные данные

Привод должен обеспечивать следующие технические характеристики:

1. Окружное усилие на звездочке F=5.2Кн

2. Скорость цепи конвейера v=0.1м/c

3. Срок службы привода L = 5 лет.

4. Коэффициент использования привода в течении года К_год= 0,8;

5. Коэффициент использования привода в течении суток К_сут = 0,29;

6. Режим работы – легкий

7. Реверсивность – реверсивный

Определяем частоту вращения звёздочки

n_зв = n_{вых. ред.}

Nвых = = 45 об/мин;

Асинхронный двигатель выпускают со стандартной частотой вращения:

n_{дв. ас} = (750, 1000, 1500, 3000) об/мин;

Принимаем n_дв = 750 об/мин;

Определяем мощность электродвигателя и выбираем электродвигатель

_рем=0.97

_п = 0,98

_муфты = 0,98

_подшип = 0,99

Определяем общий КПД привода

Определяем мощность двигателя

P_двиг== P / _прив = 0.52 / 0,899 = 0.58 кВт;

По выбираем электродвигатель исполнения AUP()LA8:

P_дв = 0.75 кВт(с учётом 10% перегрузки); n_дв = 700 об/мин;

% 10%

Разбивка передаточного числа привода по отдельным ступеням

U_прив = n_дв / n_вых = 700 / 45 = 15.5

U_рем= 3

U_ред = U_прив = 5.16

U_1суп = 2.3

U_2ступ = 2.3

Определяем частоты вращения валов редуктора

Дв = n_дв = 700 об/мин;

Вх n_пр = n_дв / U_рем = 700 / 3= 234 об/мин;

Пром = n_вх/ U_1ступ = 234 / 2.3 = 102 об/мин;

Вых = n_пром/ U_2ступ = 102 / 2.3 = 45 об/мин;

Определяем крутящий момент на валах редуктора

Вх T_вх =

T₂=

Расчет открытой передачи

Клиноременная передача .

Исходных данных: N=0.75 кВт, п_д= 700мин¹, u= 3. Работа двухсменная, нагрузка спокойная.

Решение.

1. Крутящий момент на быстроходном валу

2. При данном моменте принимаем сечение ремня „А" с размерами:

b_р = 11 мм. h = 8 мм, h_о — 13 мм, у₀ = 2,8 мм, F₁ = 0,81 см²

3. Диаметр меньшего шкива в соответствии с рекомендациями

d_pmin = 90 мм, но так как в рассматриваемом случае нет жестких

ограничений к габаритам передачи, то для повышения долговечности ремня принимаем d_p следующий за минимальным , т. е. d_pl == 100 мм.

4. Диаметр большего шкива по формуле (2.2)

d_p₂ = d_p₁u(l-)= 125 3(1-0,01) = 372 мм.

Стандартный диаметр по ГОСТ 17383—73 d_p₂ = 400 мм.

5. Фактическое передаточное число по формуле

6. Скорость ремня по формуле

7. Частота вращения ведомого вала

мин-¹.

8. Межосевое расстояние согласно рекомендациям

а = 0,95d_p₂ = 0,95 - 400 = 380 мм.

9. Расчетная длина ремня по формуле

Стандартная длина ремня L = 1600 мм.

10. По стандартной длине L уточняем действительное межосевое расстояние по формуле :

Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней

a_min = a - 0.01L = 361.7- 0,01 1600 = 362 мм.

Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке

a_max = а + 0.025L =361.7 + 0,025 1600=401.7 мм.

11. Угол обхвата на меньшем шкиве по формуле

12. Исходная длина ремня L_o= 1700 мм. Относительная длина L/L_o = 1600/1700 =0.94

13. Коэффициент длины C_L = 1.12.

14. Исходная мощность при d_p₁ = 125 мм и v = 4.57 м/с N_o= 1,15 кВт.

15. Коэффициент угла обхвата C=0,86.

16. Поправка к крутящему моменту на передаточное число T_И = 1,2 Н • м.

17. Поправка к мощности

Nи= 0,0001 T_И п_д = 0,0001 1,2 700 =0,09 кВт.

18. Коэффициент режима работы при указанной нагрузке С_р = 0.92.

19. Допускаемая мощность на один ремень по формуле

N = (N₀CC_L+ Nи) С_Р = (1.15 0,86 1.12 + 0,09) 0,92 = 1.1кВт.

20. Расчетное число ремней по формуле

21. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки , С_z = 0,9.

22. Действительное число ремней в передаче по формуле

Принимаем число ремней z’= 1.

23. Сила начального натяжения одного клинового ремня по формуле

где q = 0,1 кг/м.

24. Усилие, действующее на валы передачи по формуле ,

Q =2S_0,1z' sin /2 = 2 75.8 sin67 = 139H.

25. Размеры обода шкивов

= 11 мм; h = 8,7 мм; b = 3,3мм; е=15+0,3 мм;

f=10_-1мм , r=1 мм; h _imin = 6 мм; ₁ =34, ₂ =38

26. Наружные диаметры шкивов по формуле

d_el = d_p₁ + 2b= 125 + 2 3,3= 131,6 мм;

d_e₂= d_p₂ + 2b = 400 + 2 3,3 = 406,6 мм.

27. Ширина обода шкивов по формуле

M=(z'-1)e + 2f= (1-1) 15 + 2 10 = 20 мм.

Расчет передач редуктора

минимальная мощность, передаваемая шестерней, N₁=0.56кВт; частота вращения шестерни п₁=235 мин¹ ; передаточное число редуктора и = 5.16; срок службы передачи t = 26280 ч; нагрузка постоянная; кратковременно действующая максимальная нагрузка при пуске в два раза больше номинальной; передача нереверсивная; шероховатость поверхности зубьев по 6-му классу (ГОСТ 2789—73); габариты редуктора ограничены.

Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса.

Назначаем материал для шестерни и колеса — сталь 40ХН (поковка); термообработка - улучшение. Для шестерни при (радиусе заготовки до 100 мм

_в = 850 МПа; _т = 600 МПа; 230 ... 300 НB₁.

для колеса при радиусе заготовки до 300 мм

_в = 800 МПа; _т = 580 МПа; 241 HВ₂.

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

где предел выносливости при. изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

= K_FC K_FL

Где придел выносливости при изгибе ,соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

=1.8HB=1.8 265=477МПа

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки , при одностороннем приложении нагрузки Kfc= 1,0; коэффициент долговечности

так как N_FE₁ = 37.05 10⁸ > N_F₀ = 4 10⁶ , принимаем Kfl1 = 1,0.

Соответственно = K_FC K_FL

При HB < 350 , m_F= 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_F₀= 4 10⁶,

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nfe_ч= N₁ =60п₁t_ч = 60 235 26280=37.05 10⁸.

Соответственно =477 1 1=477МПа

Коэффициент безопасности

S_f = S'_f S''f= 1,75 1,0= 1,75,

где S'_F= 1,75, S''_F= 1,0. Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s= 1. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба Y_R= 1,0. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

= K_FC K_FL

где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=1.8HB=1.8 241=434МПа

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC= 1,0; коэффициент долговечности

так как N_FE₁ = 37.05 10⁸ > N_F₀ = 4 10⁶ , принимаем Kfl1 = 1,0.

При HB<350 т_Р = 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_FO = 4 10⁶; эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

N_FB₂ = N₂ = 60n₂t_ч= 60 102 26280 = 1,6 10⁸.

Соответственно

;

так как N_FE₂ = 1.6 10⁸ > N_F₀ = 4 10⁶ , принимаем Kfl2 = 1,0.

Предел выносливости

= K_FC K_FL =434 1 1=434МПа.

Коэффициент безопасности S_F = 1,75.

Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , F_s= 1,0. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба , Y_s =1,0. Допускаемое напряжение изгиба для колеса

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

Предварительно находим предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба:

=4.8HB=4.8 265=1272МПа;

коэффициент безопасности Sfmi = S'fmi ·S'' fmi= 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S'fmi = 1,75; S'' fmi = S''f = 1,0 . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s=1,0.

Следовательно,

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колес

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ,

=4.8HB = 4,8·241 = 1157 МПа.

Коэффициент безопасности

S = S' ·S'' = 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S' = 1.75 , S'' = Sf2= 1,0 . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, Y_s= 1,0. Следовательно,

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Предварительно находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений :

= K_FL₁

здесь предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=2HB+70 = 2·265+70 = 600 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.8·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhei = N₁ = 60n₁ t_ч= 60·235·26280 =3.7· 10⁸.

Отношение

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =1.

Предел контактной выносливости = 600 ·1 = 600 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 518 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для колеса

= K_FL₂

где предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,

=2HB+70 = 2·241+70 = 552 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.7·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe2 = N₂ = 60n₂ t_ч= 60·102·26280 =1.6· 10⁸.

Отношение

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =0.9.

Предел контактной выносливости = 552 ·0.91 = 502 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 434 МПа.

т. е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи [_н] = 434 МПа.

Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

где предел выносливости при. изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

= K_FC K_FL

Где придел выносливости при изгибе ,соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений .

=1.8HB=1.8 280=504МПа

так как N_FE₁ = 1.6 10⁸ > N_F₀ = 4 10⁶ , принимаем Kfl1 = 1,0.

Соответственно = K_FC K_FL

При HB < 350 , m_F= 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_F₀= 4 10⁶,

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nfe_ч= N₁ =60п₃t_ч = 60 102 26280=1.6 10⁸.

Соответственно =504 1 1=504МПа

Коэффициент безопасности

S_f = S'_f S''f= 1,75 1,0= 1,75,

. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

= K_FC K_FL

где предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=1.8HB=1.8 280=504МПа

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC= 1,0; коэффициент долговечности

так как N_F₄ = 7.25 10⁷ > N_F₀ = 4 10⁶ , принимаем Kfl4= 1,0.

При HB<350 т_Р = 6; базовое число циклов перемены напряжений

N_FO = 4 10⁶; эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

N_FB₄ = N₄ = 60n₄t_ч= 60 46 26280 = 7.25 10⁷.

Соответственно

;

так как N_FE₄ = 7.25 10⁷ > N_F₀ = 4 10⁶ , принимаем Kfl4 = 1,0.

Предел выносливости

= K_FC K_FL =504 1 1=504МПа.

Коэффициент безопасности S_F = 1,75.

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

=4.8HB=4.8 265=1272МПа;

коэффициент безопасности Sfmi = S'fmi ·S'' fmi= 1.75·1,0 = 1,75,

Следовательно,

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колес

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ,

=4.8HB = 4,8·241 = 1157 МПа.

Коэффициент безопасности

S = S' ·S'' = 1.75·1,0 = 1,75,

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= K_FL₁

здесь предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=2HB+70 = 2·265+70 = 600 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.8·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhei = N₁ = 60n₁ t_ч= 60·235·26280 =3.7· 10⁸.

Отношение

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =1.

= 518 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для колеса

= K_FL₂

где предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,

=2HB+70 = 2·241+70 = 552 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.7·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe2 = N₂ = 60n₂ t_ч= 60·102·26280 =1.6· 10⁸.

Отношение

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =0.9.

= 434 МПа.

т. е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи [_н] = 428 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

=4.8HB=4.8 280=1344МПа;

коэффициент безопасности Sfm₃ = S'fm₃ ·S'' fm₃ = 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S'fm₃ = 1,75; S'' fm₃ = S''f = 1,0 . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений , Y_s=1,0.

Следовательно,

Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колес

где предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба ,

=4.8HB = 4,8·280 = 1344МПа.

Коэффициент безопасности

S = S' ·S'' = 1.75·1,0 = 1,75,

здесь S' = 1.75 , S'' = Sf4= 1,0 . Коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, Y_s= 1,0. Следовательно,

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= K_FL₃

здесь предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений ,

=2HB+70 = 2·280+70 = 630 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.8·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe3 = N₃ = 60₃ t_ч= 60·102·26280 =1.6· 10⁸.

Отношение

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =1.

Предел контактной выносливости = 630 ·0.91 = 581 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 502 МПа.

7. Допускаемое контактное напряжение для колеса

= K_FL₄

где предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений,

=2HB+70 = 2·280+70 =630 МПа.

Коэффициент долговечности

;

где базовое число циклов перемены напряжений

=1.7·10⁷

эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

Nhe4 = N₄ = 60n₄ t_ч= 60·46·26280 =7.2· 10⁷.

Отношение

поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле :

т. е.

принимаем =0.9.

Предел контактной выносливости = 630 ·0.94 = 593 МПа. Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала S =1,1. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей , Z_R= 0,95. Коэффициент, учитывающий окружную скорость, Z_v= 1,0. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

= 512 МПа.

т. е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи [_н] = 456 МПа.

Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

[_H_М1]= 2,8 _т = 2,8·600 = 1680 МПа

для колеса

[_H_М2] = 2,8 _т = 2,8·580 = 1624 МПа

10. Расчет передачи на контактную, выносливость. Вычисляем начальный диаметр шестерни

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент на шестерне

Ориентировочная окружная скорость

v = 0,0125

При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колес 9-я. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями , Кн= 1,13. Коэффициент ширины зубчатого венца при симметричном расположении опор

Проверяем условие Принимаем К = 2; угол наклона

= 16°; минимальное число зубьев шестерни z₁_min = 16; расчетное число зубьев шестерни z₁= z₁_min+ 2 = 16 + 2= 18.

Соответственно

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,

K_H= 1,07. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

K_Hv = 1,038 (определяется интерполированием). Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ,

Z_H =1,76 cos= 1,76 cos 16°= 1,69.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес , Z_M= 275 МПа¹/2. Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где коэффициент торцового перекрытия

Z = ,

Соответственно

Z = ,

Начальный диаметр шестерни

мм.

Модуль зацепления

т = cos= cos 16° = 1.97

Полученный модуль округляем до стандартного значения т = 2 мм. По стандартному модулю m =2 мм пересчитываем начальный диаметр

11. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.Определяем расчетную окружную скорость при начальном диаметре шестерни

d_w1= 37.45 мм:

При данной скорости требуемая степень точности передачи 9-я, что соответствует принятой ранее степени точности. Уточняем по скорости v = 0.57 м/с Коэффициент, входящие в формулу ,

K’_H= 1,15, K’_Hv = 1,039,Z’_H =1,01

Уточняем начальный диаметр шестерни:

По уточненному начальному диаметру модуль зацепления

m’ = cos= 0.9612 = 2.02

Полученный модуль вновь округляем стандартного значения т = 2 мм, что совпадает с ранее принятой величиной модуля; следовательно, диаметр начальной окружности шестерни = 37.45 мм. Ширина зубчатого венца

при

принимаем b_w =46 мм.

12. Проверочный расчет зубьев на контактную прочность при действии нагрузки. Расчетное напряжение на максимальной нагрузки

13. Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям, изгиба.Расчетное напряжение изгиба

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса;

Коэффициенты, учитывающие форму зуба шестерни и колеса Коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба на его напряженное состояние,

Расчетная удельная нагрузка

где коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ,

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

=1,16; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку , K_Fv= 1,1 (определяется интерполированием).

Соответственно

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

_F₁=4.13 0.89 =61.95МПа < [_F₁] =272МПа,

в зубьях колеса

_F₂= _F₁ =61.95 МПа < [_F₂] =248МПа

14. Проверочный расчет при изгибе максимальной нагрузкой. Расчетное напряжение от максимальной нагрузки

Напряжения изгиба при расчете на выносливость:

для зубьев шестерни _F₁ =61.95МПа.

для зубьев колеса _F₂= 53.95МПа.

Расчетное напряжение изгиба от максимальной нагрузки:

для зубьев шестерни

_FM₁ =61.95·2 = 123.9 МПа < [_FM₁] = 727 МПа;

для зубьев колеса

_FM₂= 53.95·2 = 107.8 МПа< [_FM₂] = 661 МПа.

15. Принимаем окончательно параметры передачи:

z₁ = 18; z₂ = 90; т = 2 мм; =16°;

b_w = 46 мм; d_w₁=37.45 мм;

d_w₂=

Определяем межосевое расстояние

Проверяем межосевое расстояние

16. При необходимости округления межосевого расстояния до целого числа пересчитываем угол наклона . Принимаем межосевое расстояние

a_w = 112.3 мм; соответственно угол наклона

И =15º90’66’’

Пересчитываем начальные диаметры шестерни

Колес

Проверяем межосевое расстояние

Допускаемое контактное напряжение при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

[_H_М3]= 2,8 _т = 2,8·600 = 1680 МПа

для колеса

[_H_М3] = 2,8 _т = 2,8·580 = 1624 МПа

10. Расчет передачи на контактную, выносливость. Вычисляем начальный диаметр шестерни

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Номинальный крутящий момент на шестерне

Ориентировочная окружная скорость

v = 0,0125

Проверяем условие Принимаем К = 2; угол наклона

= 16°; минимальное число зубьев шестерни z₁_min = 16; расчетное число зубьев шестерни z₃= z₃_min+ 2 = 16 + 2= 18.

Соответственно

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,

K_H= 1,07. Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,

K_Hv = 1,038 (определяется интерполированием). Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей ,

Z_H =1,76 cos= 1,76 cos 16°= 1,69.

Z = ,

Соответственно

Z = ,

Начальный диаметр шестерни

мм.

Модуль зацепления

т = cos= cos 16° = 2.41

Полученный модуль округляем до стандартного значения т = 2.5 мм. По стандартному модулю m =2.5 мм пересчитываем начальный диаметр

d_w₃= 46.8 мм:

При данной скорости требуемая степень точности передачи 9-я, что соответствует принятой ранее степени точности. Уточняем по скорости v = 0.24 м/с Коэффициент, входящие в формулу ,

K’_H= 1,15, K’_Hv = 1,039,Z’_H =1,01

Уточняем начальный диаметр шестерни:

По уточненному начальному диаметру модуль зацепления

m’ = cos= 0.9612 = 2.52

Полученный модуль вновь округляем стандартного значения т = 2.5 мм, что совпадает с ранее принятой величиной модуля; следовательно, диаметр начальной окружности шестерни = 46.8 мм. Ширина зубчатого венца

при

принимаем b_w =60 мм.

13. Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям, изгиба.Расчетное напряжение изгиба

Предварительно определяем величины, необходимые для расчета. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса;