Кинематический расчет. Выбор электродвигателя. Расчет ременной передачи, страница 3

3.1.11. Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:
N_HO2 =30*HB₂^2,4 = 30*325^2.4 = 32,04*10⁶ – базовое число циклов нагружения.

N_HO1= N_HO1 =30*HB₁^2,4 = 30*360^2.4=40,95*10⁶-– базовое число циклов нагружения
N_HE1 = 60*n₁*t*[T₁³*x₁+T₂³*x₂+T₃³*x₃] = 60*149,73*10000* *[1³*0.3+0.7³*0.2+0.2³*0.5] =33,3*10⁶ – эквивалентное число циклов нагружения шестерни, n₁- обороты шестерни, t – ресурс передачи, T_i – нагрузка передачи в момент времени x_i;

N_HE2 = N_HE1/u = 11,1*10⁶ – эквивалентное число циклов нагружения колеса.
    N_HE1>N_HO1         K_HL1 =1;    K_HL2 = = =1,24
σ_Hlimb1= 18*42+150 = 906МПа, σ_Hlimb2= 18*35+150 = 780МПа( [2] стр.13)
[σ_H1] = σ_Hlimb1* K_HL1/S_H = 960*1/1.1= 823.6МПа
[σ_H2] = σ_Hlimb2* K_HL2/S_H = 960*1.24/1.1= 1082,18МПа ≥ σ_H

3.1.12.Определим допускаемые изгибные напряжения:
Примем за максимально-допустимые изгибные напряжения:

σ_Flimb = 600МПа [15,табл.12]. Подсчитаем коэффициент долговечности: K_FL=,где N_FO = 4*10⁶ – базовое число циклов нагружения,

N_FE – эквивалентное число циклов нагружения.
N_FE1 = 60*n₂*t*[T₁^q*x₁+ T₂^q*x₂+ T₃^q*x₃], где q= при HB≤350 [с.12].
N_FE1 = 60*149.87*10000*[1⁶*0.3+ 0.7⁶*0.2+ 0.2⁶*0.5] = 637631.51
N_FE2 = N_FE2/u = 212543;

K_FL1 = =1.36 K_FL2 = =1.65             

[σ_F] = σ_Flimb* K_FL* K_FC /S_F, S_F – коэф. безопасности, примем S_F1 = 1.8,

S_F2= 2, K_FC – коэф. двусторонности приложения нагрузки (=0.8 для реверсивных передач)
[σ_F1] = σ_Flimb* K_FL* K_FC /S_F1 = 600*1.36*0.8/1.8 = 362.6МПа ≥ σ_F1
[σ_F2] = σ_Flimb* K_FL* K_FC /S_F2 = 600*1.65*0.8/2 = 396МПа ≥ σ_F2

3.1.13.Произведем расчет изгибных напряжений:
σ_F2 = ; σ_F1 = , где J_F – коэффициент, учитывающий форму зуба, K_F – коэф. нагрузки, b – ширина передачи, m - модуль передачи, T - момент на колесе рассчитываемой передачи,  z - число зубьев колеса.

а. Определим коэффициенты J_F (смещение x=0) ([2], стр.19,рис.6)
J_F1 = 4.18; J_F2 = 3.67

б. Определим коэффициент K_F = K_FB* K_FV
K_FB= 1.05(Схема закрепления 5, твердость 350HB, ψ_bd=0.381) ([2],стр.21, рис.7).

K_FV =1.3(Степень точности 9, твердость 350HB) ([1],стр.52,табл. 4.2.7])

K_F = 1.05*1.3 = 1.365

σ_F2 =3.7*1.365* = 134.04МПа

σ_F1 =4.18*1.365*  = 147.158 МПа

3.1.14. Определим силы, нагружающие валы передачи:
F_t1 = F_t2 = 2*T₂/d₂ = 2*902868/270 = 6687.9H
F_r1 = F_r2 = F_t2* tgα = 6687.9*tg20° = 2434.2H

3.2. Расчет косозубой цилиндрической передачи.

3.2.1.Исходные данные:

T₂ = 313365,3 Н*мм – крутящий момент на колесе

n₁ = 580 мин^-1 – частота вращения шестерни

u = 3,87 – передаточное отношение

a_бmin=D₁+D₂/2+50=190/2+50=145мм

d_2бmax/2=a_t-d_в3/2-15=180-35-15=130мм

d_1бmax= d_2бmax/2*u_б=130/3,87=52мм

a_бmax= d_1бmax+ d_2бmax/2=130+52=182мм

a_wср=162мм

3.2.2. Задаем число зубьев шестерни z₁ = 20 и определяем число зубьев колеса: z₂ = z₁*u = 20*3,87 = 78

3.2.3. Определяем модуль зацепления: m = 2*a_wср*cosβ/(z₁+ z₂) = 2*162*cos13.2/98 = 3.2мм     β =13.2

Полученное значение округляем до стандартного: m=3 ([2], с.18,табл. 14)

3.2.4. Уточняем межосевое расстояние: a_w = m*(z₁+z₂)/2* cosβ =

= 4.5*60/2* cos13.2 = 151 мм

3.2.5.Определяем диаметры колес:

d₁= m*z_1/ cosβ = 61.64мм.,

d₂= m*z_2/ cosβ = 240.35мм – делительные диаметры шестерни и колеса;

d_a1= d₁+2m= 61.64+2*3= 67.64мм.,

d_a2= d₂+2m=240.35+2*4.5= 246.35мм – диаметры вершин шестерни и колеса;

d_f1= d₁-2.5m= 61.64-2.5*3=54.14мм.,

d_f2= d₂-2.5m= 240.35-2.5*3= 232.85мм – диаметры впадин шестерни и колеса;

Проверка:a_w= d₁₊ d₂/2=61,64+240,35/2=151мм

3.2.6. Определяем ширину колеса: b = ψ_ba*a_w = 0.3*151 =45,3мм, где  ψ_ba=0.2…0.4 – относительная ширина передачи ([2], стр.16). Подберем нормальные линейные размеры, при условии, что ширина шестерни больше на 2-3 мм  ширины колеса: b₂=45мм, b₁=50мм. [с.283]

3.2.7. Подсчитаем окружную скорость в зацеплении: v = π*d₁*n₁/(60*10³) = =π*61,64*580/(60*10³) = 1,87м/с.

3.2.8. Найдем значение коэффициентов K_HV, K_HB и K_H= K_HV*K_HB.          

K_HV = 1.1 (Степень точности 9, твердость ≤350HB) )