Допуски и посадки гладких цилиндрических соединений

σ_v =ρ v² 10^-6,                                                   (2.20)

где   ρ – плотность ремня, ρ=1200 кг/м³ [1].

σ_v =1200

14,65² 10^-6=0,257 Н/мм²

     Напряжение изгиба σ_и , Н/мм² ,определится по формуле [1]

σ_и =Е_и δ/d₁,                                                             (2.21)

где   Е_и=150 Н/мм² для резиновых ремней [1].

σ_и =150

6/280=3,2 Н/мм²

     Максимальное напряжение σ_max , Н/мм², определится по формуле [1]

σ_max = σ₁ + σ_и + σ_v                                              (2.22)

σ_max = 2,68 +3,2 +0,257=6,137 Н/мм²

     Проверим выполнение условия

σ_max ≤ 7 Н/мм²                                               (2.23)

                                      6,137 Н/мм²  ≤ 7 Н/мм² – условие выполнено.

    Число пробегов за секунду λ определится по формуле [1]

λ= v/L,                                                    (2.24)

λ= 14,65/6,04= 2,42

     Коэффициент С_u, учитывающий влияние передаточного отошения U_отк.п определится по фрмуле [1]

                                С_u≈                                             (2.25)

                                            С_u≈ =1,66

     Долговечность ремня Н_о, ч, определится по формуле [1]

                                      Н_о = ,                                       (2.26)

где   =1 при постоянной нагрузке [1];

        ≤ 7 [1].

                                       Н_{о =}

     Нагрузка на валы передачи , Н, определится по формуле [1]

                                                                                            (2.27)

                                        

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

 

3.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатого колеса и шестерни

 

     Выбираем марку стали для шестерни: Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость HB₁ 230; для колеса выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ₂ 200 [1]

     Предел контактной выносливости шестерни , Н/ ,определится по формуле [1]

,                                     (3.1)

        σ_{H lim b1} =2 * 230 + 70=415 Н/

     Предел контактной выносливости колеса , Н/ , определится по формуле [1]

,                                     (3.2)

            σ_{H lim b2} =2 * 200 + 70=360 Н/

     Допускаемое контактное напряжение для шестерни [ , Н/ ,опре-делится по формуле [1]

                                    [ = ,                                    (3.3)

где   – коэффициент долговечности шестерни, [1]; 

        – коэффициент безопасности, =1,75 [1].                                   

                                    [ =530*1/1,75=237 Н/                                    

     Допускаемое контактное напряжение для колеса [ , Н/ , опреде-лится по формуле [1]

                                    [ = ,                                    (3.4)

где – коэффициент долговечности колеса, [1]. 

                                          [ =470*1/1,75=206 Н/      

     Среднее допускаемое контактное напряжение [ , Н/ , определит-ся по формуле [1]

                                         [ =0,45 [ ),                                  (3.5)

[

=0,45(481.8+427.2)=410 Н/

     Проверим выполнение условия

[ ≤1,23 [ ,                                     (3.6)

где   [ = [ .                                    

                          410 (Н/ ) ≤ 1,23 427.2=525,45 Н/ – условие выполнено.

    

3.2 Проектный расчет

 

      Межосевое расстояние , мм, определится по формуле [1]

                     (3.7)

 

где – вспомогательный коэффициент, =43 [1];

        –коэффициент величины зуба по межосевому расстоянию, =0,4[1];

       – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, 1,25 [1].

 

     Полученное значение межосевого расстояния округляем по [1] до ближайшего стандартного значения =355 мм.

    

      Модуль зацепления m, мм, определяем по формуле [1] 

m_n=(0,01÷0,02) ,                                             (3.8)

m_n=(0,01÷0,02)

355=3,55÷7,1мм

     Выбираем модуль из стандартного ряда [1] m_n=4 мм

     Число зубьев шестерни определится по формуле [1]

                                                                                     (3.9) 
где   –угол наклона зубьев, град, =10⁰ [1].

     Принимаем =35

     Число зубьев колеса определится по формуле [1]

= z₁ U_ред,                                              (3.10)

= 35 4=140

     Принимаем =132

     Уточняем значение угла наклона зубьев , град, по формуле [1]

                                       (3.11)

 

=9,627^o

Фактическое передаточное число U_ф определится по формуле [1]

U_ф =                                                     (3.12)

U_ф=

     Проверим выполнение условия

(U_ф–U_ред/U_ф) 100% 2,5%                               (3.13)

 (4–4/4)

100% = 0% 2,5% – условие выполнено

      Окружная скорость колес определяется по формуле [1]

                                                        

                                            (3.14)

Назначаем 8 степень точности по[1].

 

3.3 Определение геометрических параметров

 

     Делительный диаметр шестерни , мм, определится по формуле [1]

                                                (3.15)

 

 

     Делительный диаметр колеса , мм, определится по формуле [1]

                                                (3.16)

 

    Диаметр окружности вершин зубьев шестерни , мм, определится по формуле [1]

                                              (3.17)

 мм

      Диаметр окружности вершин зубьев колеса , мм, определится по формуле [1]

                                              (3.18)

мм

     Диаметр окружности впадин зубьев шестерни , мм, определится по формуле [1]

=                                             (3.19)

=

     Диаметр окружности впадин зубьев колеса , мм, определится по формуле [1]

=                                              (3.20)

     Высота головки зуба , мм, определится по формуле [1]

=m                                                       (3.21)

=4 мм

     Высота ножки зуба , мм, определится по формуле [1]

=1,25 m                                                (3.22) 

=1,25 4=5 мм

     Высота зуба h, мм, определится по формуле [1]

h=2,25 m                                                       (3.23)

                                                h=2,25 4=9 мм

     Ширина венца колеса , мм, определится по формуле [1]

                                                                                                  (3.24)

                                                 мм                                          

     Ширина венца шестерни , мм, определится по формуле [1]

                                         (3.25)

 мм

 

3.4 Силы в зацеплении

 

      Окружная сила , Н, определится по формуле [1]                                           
                                           = = ,                                            (3.26)

     Радиальная  сила F_r , Н, определится по формуле [1]                                                                                                                                                                                                                   

                                        ,                                            (3.27)

                                        

    Осевая  сила F_a , Н, определится по формуле [1]                                                                                                                                                                                                                   

                                        ,                                                (3.28)

                                       

 

 

 

 

3.5 Проверочный расчет

 

     Проверим межосевое расстояние , мм, по формуле [1]

                                          (3.29)

     Коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями колеса, определится по формуле [1]

,                                       (3.30)

где   – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения  нагрузки между зубьями, =1,09[1];

       – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, =1,165 [1];

        – динамический коэффициент =1 [1].

 

K_H=1,09*1,165*1=1,27

Проверим контактное напряжение , Н/ , по формуле [1]

                                                                  (3.31)

       

 условие выполнено

 

     Проверим передачу на процент недогруза, %, по формуле [1]

                                     

                                            ( 3.32) 

    Недогруз в пределах 10% - условие выполняется.

    Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба , Н/ , по формуле [1]

[ ,                    (3.33)

где    коэффициент концентрации нагрузки, 1,23[1];

         коэффициент динамичности, =1,1 [1];

         коэффициент, учитывающий форму зуба, =3,73; =3,6 [1];

       коэффициент компенсации погрешности, =0,93 [1];

      коэффициент, учитывающий неравномерность распределения                                                                                                      нагрузки между зубьями, =0,89 [1].

     Проверку производим для колеса, т.к. выполняется неравенство [1]

[ ]/ <[ ]/                                              (3.34)

206/3,6=57,2 < 237/3,73=63,5

                               71 Н/ 206 Н/ условие выполняется

 

4. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

 

4.1 Выбор материала валов

     Принимаю материал валов сталь 45.

 

4.2 Выбор допускаемых контактных напряжений на кручение

 

       Принимаю по [2] для быстроходного вала [τ_к]^I=16 Н/мм², для тихоходного вала [τ_к]^II=19 Н/мм²

 

4.3 Определение геометрических параметров быстроходного вала

 

       Диаметр под шкив d₁, мм, определится по формуле [2]

                                               (4.1)

 

     Принимаем d₁=60по[2]

Диаметр под подшипник d₂, мм, принимаем d₂=65 мм по [2]

 

Диаметр под шестерню d₃, мм

 

                                                    

                                              (4.2)