Расчет на выносливость по контактным напряжениям

Где – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

β _в =arcsin(si nβ×cosα_t) ° - угол наклона зубьев на основной окружности

α­_t=arctg(tgα/cosβ)= arctg(tg20/0,9739)=20,288

β _в =arcsin(si n13,119×cos20,288)=12,458

– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес,

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,

,где - коэффициент, учитывающий перекрытия зубьев в процессе работы.

Тогда,

K_A=1;

–коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца.

– коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику передачи.

- удельная окружная динамическая сила.

По табл. 6.7 [1] принимаем коэффициенты g₀=5,6 и δ_F=0,06.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Перегрузка по контактным напряжениям составляет:

=3,846%, что допустимо.

3.3 Расчет зубчатой ременной передачи Определяем расчетную мощность:

- коэффициент, зависящий от типа приводимой рабочей машины, количества смен и т.д. Примем С_р=1,7. Тогда P_p=3,049*1,7=5,183кВт;

Находим модуль зацепления ;

Принимаем m=5.

Принимаем чизло зубьев меньшего шкива Z_ш1=16, тогда число зубьев большего шкива ; примем Z_ш2=39.

Находим фактическое передаточное отношение:

Находим диаметры делительных окружностей шкивов:

Окружная скорость ремня:

м/с.

Расчетная окружная сила, передаваемая ремнем:

Число зубьев ремня, находящихся в зацеплении с малым шкивом

, где – угол обхвата шкива ремнем.

Выбираем тогда ;

тогда

Удельная окружная сила, передаваемая ремнем:

, где [F]_o=30Н/м, т.к. m=5; C_z=1 и C_H=1 ,т.к. Z₀>6. Тогда

Ширина ремня:

где q=7*10^-3кг/(м*мм) - масса 1м ремня шириной 1мм. Отсюда

Ширина ремня b с учетом С_ш, где С_ш=1,1:

По стандартному ряду принимаем b=40мм.

Проверяем:b<d₁: 40мм<80мм – условие выполняется.

Ширина шкива без бортов:

B=b+m=40+5=45мм.

Диаметры вершин зубьев шкивов:

где

где

тогда

Расчетная длина ремня:

Т.к. L_p=Z_p*p , Z_p=80. Тогда длина ремня равна L_p=1241мм.

Межосевое расстояние:

=995,165мм.

Сила, действующая на валы передачи

4. Предварительный расчет валов

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Вал II:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ] = 20 МПа по формуле :

d_в = , (5.1)

d_в2 = = 27,23 мм

Принимаем d_В2 = 30 мм.

Bал III:

Учитывая влияние изгиба вала от колеса, принимаем [τ_к] = 25 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

d_в3 = ,

Принимаем d_в3 = 40 мм.

Bал IV:

Учитывая влияние изгиба вала от колеса, принимаем [τ_к] = 25 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

d_в4 = ,

Принимаем d_в3 = 55 мм.

5. Подбор и расчет муфт

1) Муфта зубчатая.

Муфту выбираем по расчетному вращающему моменту и посадочному диаметру.

К_р.р. – коэффициент режима работы. Принимаем равным 1,25;

Посадочный диаметр d=55 мм.

Соответственно, выбираем муфту по ГОСТ 5006-94.

T, кН/м	n, мин	d	D	D1	D2	L	l	c	B
1,6	2100	55	170	125	80	174	82	12	50