2 .2. Допускаемые контактные напряжения.

[σ_Н]= ⋅K_{HL= ,} где

K_HL= – коэффициент долговечности.

– эквивалентное число циклов перемены напряжения.

60⋅С⋅ nmin вых ⋅t ,где

t=15000 ч. – число часов работы передачи за расчетный срок службы.

С=1 – число зацепления зуба колеса за 1 оборот колеса.

60⋅1⋅ 715⋅15000=6.43⋅10⁸.

, то K_HL=1.

2.3. Допускаемые напряжения на выносливость зубьев по изгибу.

[σ_F]= ⋅K_FC⋅ K_FL =(550/1.75)⋅1⋅1= 314 МПа. , где

K_FC=1 – коэффициент, учитывающий двустороннее приложенные нагрузки.

K_FL= – коэффициент долговечности при расчете на выносливость по изгибу.

=60⋅С⋅ n_{min вых} ⋅t = 60⋅1⋅715⋅15000=6.43⋅10⁸.

, то K_HL=1.

2.4. Проектировочный расчет передачи с зубчатыми колесами.

Предварительное значение диаметра шестерни, мм.

d_ω1=1.35⋅ , где

= = – коэффициент ширины шестерни, относительно начального диаметра шестерни.

= 6 – коэффициент длины зуба шестерни.

=6/24=1/4.

– приведенный модуль упругости.

[ σ_Н]=955Мпа – допустимое контактное напряжение.

- коэффициент концентрации нагрузки.

d_ω1=1.35⋅ мм.

Расчетное значение модуля, мм:

m_р= m_р=58.9/24=2.45.

Принимаем m= 3 мм ГОСТ 9563-60.

Диаметр делительной окружности Z₁(мм):

d₁=m⋅Z₁=2⋅24=48;

Ширина венца зуба(мм):

6⋅m=6⋅2=12.

2.5. Проверочный расчет закрытой передачи.

Силы, действующие в передачи при 1-ом режиме.

Окружная сила:

F_t=

F_t=(2⋅36.19⋅10³)/48=1507 Н.

Радиальная сила:

F_r =F_t⋅tan α;

F_r=1507⋅tan20^o=548 H.

Нормальная сила:

F_n = ; F_n= 548/cos20^o=514 H.

Окружная скорость при первом режиме:

= = (3.14⋅48⋅1422)/(60⋅1000) =3.57м/с.

Степень точности изготовления колес – 8В.

Д ействующие при первом режиме контактные напряжения:

=1.18⋅ , где

= ⋅ – коэффициент расчетной нагрузки.

– коэффициент динамической нагрузки.

– коэффициент концентрации нагрузки.

1.04.

12 мм.

мм.

– вращающий момент на быстроходном валу цилиндрической передачи.

U_Z1-Z2 =2 – передаточное число прямозубой передачи.

=1.18⋅ 21.52 МПа

21.52 МПа.

Т.О. , где =955 МПа.

Действующие изгибные напряжения:

, где

=314 МПа.

d_ст =1.5⋅d_вых=1.5⋅31=46.5

Длина ступицы колес (мм):

l_ст =1.5⋅ d_вых=46.5

2.7.Сечение шпонки и размеры шпоночных пазов.

Шпонка призматическая.

Для диаметра 38<d_вых <44;

b=12 мм ; h=8 мм.

Ф аска:

0.5⋅45°.

Длина шпонки:

l_шп.=l_cт.-(5…10)мм = 46.5-10=36.5(мм) (3 шпонки) по ГОСТу 23360-78.

Глубина шпоночного паза:

Для вала: t₁=5 (мм).

К_F= ⋅ = 1.05 – коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба.

=1.02 – коэффициент концентрации нагрузки для =0.33.

1.03 – коэффициент динамической нагрузки.

2159 Н – окружная сила.

- коэффициент формы зуба, зависит от эквивалентного числа зубьев прямозубых колес.

Для шестерни:

( = 24).

Для колеса:

( = 48).

Расчет выполняем по той из пар колес, для которых меньше отношение:

Для шестерни: Для колеса:

=314/3.95= 79.49, .

Расчет ведем по шестерне.

Напряжение изгиба в шестерне:

(3.95⋅2159⋅1.05)/(18⋅3)=165.8 МПа.

Сравниваем значения расчетного напряжения