Расчет передач. 
Механический привод

Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи Выбор материала и вида термообработки Принимаем следующие материалы:

Для шестерни 40X, для колеса выбираем сталь 40X, с разными твердостями зубьев.

Определим твердость зубьев шестерни HB1 и твердость зубьев колеса HB2:

Способ термообработки — для шестерни и колеса — улучшение.

Допускаемое контактное напряжение Определим предел контактной выносливости уHlimb:

;

;

Определим допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

где: — предел контактной выносливости, ;

— коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ;

— коэффициент долговечности;

;

где: -число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (таблица 3.3[1]);

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

;

— долговечность привода и равная 13 500 часов Значения.

циклов.

циклов.

• 106;
• 106;

;

;

;

;

Принимаем в расчётах меньшее .

Допускаемое контактное напряжение изгиба Определение допускаемых напряжений изгиба, ;

;

где: — коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса;

;

где: =106 -число циклов перемены напряжений;

Так как принимаем.

— коэффициент безопасности;

YR-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.

YR=1.

Yxкоэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Yx=1(при d<300мм).

106;

— предел выносливости при изгибе уflimb=1,8HB.

;

;

.

Расчет геометрических параметров передачи Межосевое расстояние Определить главный параметр — межосевое расстояние aw, мм:

;

— вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач.

;

uпередаточное число редуктора ;

— вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора;

= 0,4 — коэффициент ширины венца колеса;

— допускаемое контактное напряжение колеса;

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев .

;

Принимаем по таблице 4.1 [1];

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса.

.

Определим число зубьев шестерни :

;

Определим число зубьев колеса :

;

Модуль передачи.

mмм По стандартному ряду чисел принимаем m = 2,0.

Определим ширину венца колеса b2, мм:

;

шa-коэффициент ширины венца колеса;

шa=0,36;

d2 — делительный диаметр колеса.

d2=.

Фактическое передаточное число.

uф=4.

Определим фактическое межосевое расстояние.

мм;

Основные геометрические параметры передачи.

мм;

мм;

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса :

мм;

мм;

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса :

мм;

мм;

Ширина венца шестерни и колеса :

;

мм;

Определим силы в зацеплении.

— Окружная: H.

— Радиальная := ==520,44;

Проверочный расчёт цилиндрической передачи.

;

Kвспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач K =436;

H;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3[1]).

v= м/c.

;

ДуН=.

Проверить напряжения изгиба зубьев.

;

;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес.

.

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3[1]);

и — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.4[1] интерполированием в зависимости от ZV — приведённые числа зубьев.

;

;

;

;

Расчет плоскоременной передачи Определим крутящий момент:

T1=.

Определим диаметр ведущего шкива.

мм;

По таблице K40 [1] принимаем мм;

Определим диаметр ведомого шкива, мм:

мм;

где относительное скольжение ремня;

=0,01 для передач с регулируемым натяжением.

По таблице ГОСТ 17 383–73 принимаем мм;

Определим фактическое передаточное число:

;

Определим ориентировочное межосевое расстояние:

мм;

Определим расчетную длину ремня:

мм;

Принимаем из стандартного ряда мм;

Уточним значение межосевого расстояния.

мм Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива:

;

Определим скорость ремня.

м /с;

м /с Определим окружную силу:

H;

Выбор ремня:

По ГОСТ 23 831–79 выбираем ремень Б800 с числом прокладок z=3, =1,5 мм, P0=3 Н/мм.Для обеспечения достаточной эластичности ремня необходимо соблюдать условие.

т.е условие выполняется.

Определим допускаемую удельную силу:

;

С — поправочный коэффициент (таблица 5.2[1]).

— коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту;

— коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

— коэффициент влияния натяжения от центробежной силы;

Сv=1,04−0,004v2=1,04−0,0004*8,992=1,0077.

— коэффициент обхвата на меньшем шкиве;

Cб=1−0,003(180-б)=1−0,003(180−175,12)=0,985.

— допускаемая приведенная удельная окружная сила,.Определяется по таблице 5.1[1] интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива :

;

;

Находим требуемую ширину резинотканевого ремня по ГОСТ 23 831–79.

b=31,87 мм Выбираем ширину ремня из стандартного ряда.

b=32мм.

Определяем натяжение ветвей: для ведущей:

.

для ведомой:

где.

F0 — предварительное натяжение каждой ветви.

Вычисляется по формуле :

где.

— напряжение от предварительного натяжения ремнём.

Принимаем равным:

у0=1.5МПа.

— толщина ремня.

д=д0*z=1.5*3=4,5 мм Вычисляем F0:

F0=.

Тогда натяжение ведущей и ведомой ветвей соответственно равны:

F1=.

F2=.

Проверочный расчет:

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ,;

;

— напряжение от растяжения:

;

— напряжение от изгиба ремня:

;

где МПа для резинотканевых ремней;

— напряжение от центробежной силы:

;

где — плотность ремня: кг/м3;

;

;

Условие выполнено. Расчётная долговечность ремня.

Определяется по формуле:

H0=.

где — предел выносливости: МПа;

Сiкоэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения.

Определяется по формуле:

Сi =.

Сн=1, т. к. нагрузка постоянная.

— число пробегов ремня в секунду.

Вычисляется по формуле:

л.

Долговечность должна быть не меньше 2000 ч следовательно, условие выполняется.