Кинематический расчет. Выбор электродвигателя. Расчет ременной передачи, страница 4

([1], стр.52,табл. 4.2.7)

K_HB = 1.13 (Схема закрепления 5, твердость ≤350HB, ψ_bd=b₁/d₁=45/61,64=0.73) ([1]стр.52,рис. 4.2.3.);

K_H = 1.1*1.13 = 1.24                          

3.2.9. Произведем расчет контактных напряжений: 

σ_H== = 457 МПа

3.2.10. Рассчитаем твердости и подберем материалы зубчатых колес:
σ_Hlimb = σ_H*S_H = 457*1.1 = 503МПа – максимально-допускаемые напряжения, S_H = 1.1 – коэффициент безопасности (для случая объемной закалки) ([2],стр.13,табл. 11].

Твердость колеса: HRC₂ = (σ_Hlimb – 150)/18 = 19.6, что соответствует HB₂=220 ([2], стр.12, рис. 3).При такой твердости разницы между материалами шестерни и колеса можно не делать. ([2],стр.11, табл.7)

	Твердть,HB	Твердость,HRC	Марка стали
Шестерня	258	25	Ст.40
Колесо	235	35	Ст.35

3.2.11. Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:
N_HO1 =  N_HO2 =30*HB₁ = 30*220^2.4 = 12.6*10⁶ – базовое число циклов нагружения.
N_HE1 = 60*n₁*t*[T₁³*x₁+T₂³*x₂+T₃³*x₃] = 60*580*10000* *[1³*0.3+0.7³*0.2+0.2³*0.5] =128.76*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 = 42.92*10⁶ – эквивалентное число циклов нагружения колеса
    N_HE1>N_HO1         K_HL1 =1;   N_HE2>N_HO2            K_HL2 = 1
σ_Hlimb1= 18*25+150 = 600МПа, σ_Hlimb2= 18*20+150 = 510МПа [2.13]
[σ_H1] = σ_Hlimb1* K_HL1/S_H = 600*1/1.1= 545 МПа
[σ_H2] = σ_Hlimb2* K_HL2/S_H = 960*1/1.1= 464МПа ≥ σ_H

3.2.12. 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=6 при HB≤350
N_FE1 = 60*580*10000*[1⁶*0.3+ 0.7⁶*0.2+ 0.2⁶*0.5] = 112,6*10⁶
N_FE2 = N_FE2/u = 29,1 ;    K_FL1= K_FL2=1          

[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*0.8/1.8 = 266,7МПа ≥ σ_F1
[σ_F2] = σ_Flimb* K_FL* K_FC /S_F2 = 600*1*0.8/2 = 240МПа ≥ σ_F2

3.2.13.Произведем расчет изгибных напряжений:
z₂=78   z_v=78/0.92=85  ([2] стр.20 табл.15)

J_F=3.6-– (смещение x=0) коэффициент, учитывающий форму зуба

([2], стр.19,рис.6)

Определим коэффициент нагрузки  K_F = K_FB* K_FV
K_FB= 1.21(Схема закрепления 5, твердость 350HB, ψ_bd=0.0.73)

([2] стр.21,рис.7)

K_FV =1.1(Степень точности 9, твердость 350HB) ([2]стр.52,табл. 4.2.7.)

K_F = 1.1*1.21 = 1.33

J_ε=1/0.9*ε_α=0.68- коэффициент ,учитывающий участие в зацеплении косозубой передачи нескольких пар зубьев

ε_α=-торцовый коэффициент перекрытие.

J_β=1-β/140=1-13.2/140=0.91  -коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

σ_F1= J_ε* J_β* J_F*=3.6*0.68*0.91*=24.12 МПа

σ_F2= J_ε* J_β* J_F*=3.6*0.68*0.91*=58.78МПа

3.2.14. Определим силы, нагружающие валы передачи:
F_t= 2*313365,3/240,35 = 2607,6H
F_r1 = F_r2 = F_t2* tgα = 2607,6*tg20° = 949,1H ₁ = F_t2 = 2*T₂/d₂

F_a1=F_a2=F_t1*tgβ=2607.6*tg13.2=611.61H

3.2.15. Моменты возникающие от  F_a1 и F_a2:

М_a1= F_a1*d₁/2=611.61*61.64/2=18849.73H- на шестерне .

М_a2= F_a2*d₂/2=611.61*240.35/2=73500.23Н-на колесе.

4.Эскизная компоновка редуктора.          ([1] стр.58)

5.Проектировочный расчет валов на совместное действие изгиба и кручения.

Проектировочным расчетом определяется диаметр вала в опасном сечении из условия прочности его на изгиб с кручением. производится схематизация нагрузок, опор, формы вала. Вследствие чего расчет валов становится приближенным.

5.1.Быстроходный вал.

5.1.1. Вертикальная плоскость.

Определяем реакции опор:

Проводим проверку равновесия в вертикальной плоскости: