Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Проектирование привода

Проектирование привода

Определение общего КПД привода. Выбор материала и определение допускаемых напряжений, проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени. Сборка редуктора.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	русский
Дата добавления	26.07.2009
Размер файла	1,2 M

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Содержание

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма
1.2. Определение общего КПД привода
1.3 Определение общего передаточного числа
1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени
1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени
1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени
1.7 Расчет коэффициентов нагрузки
1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени
1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи
1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость
1.11 Выбор муфт
1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
1.13 Сборка редуктора
Список используемой литературы

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Р_пр = (F_t * V) / (n_общ *10³),

где

F_t- 10000Н - окружное усилие,

V - 0.65м/с - скорость цепи,

n_общ - ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

n_общ=n_м1*n_б*n_т *n_м2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

n_м1=0,98 - КПД муфты 1

n_б=0,98 - КПД быстроходной ступени

n_тих=0,98 - КПД тихоходной ступени

n_м2=0,98 - КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1.2

P'_эл_._дв = (10000*0.65) / (10³*0.91) = 7.1 кВт.

Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора n_эл_._дв=1000 об/мин и необходимой мощности

P'_эл_._дв=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: n_эл_._дв=727 мин ^-¹, Р_эл_._дв=7.5 кВт.

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

n_вых = (6*10⁴*V) / (p*z) = (6*10⁴*0.65) /3.14* (125*9) =34 мин^-¹, где

V - 0.65м/с - скорость цепи

p - шаг звездочки

z - число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Р_пр = (F_t * V) /*10³=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

F_t - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

V - 0.65м/с - скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

U_т=4,4

U_б=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

Р

n

Т

Р₁=P'_эл_._дв_.*n_м1=7.5*0,98=

7,35 кВт

n₁=n_эл_._дв_.=727 мин ^-¹

Т₁=9550*Р₁/n₁=

9550*7.35/727=95,5 Нм

Р₂=Р₁*n_быстр=7,35*0,98= =7,2 кВт

n₂=n₁/U_быстр=727/4,8= =151 мин - ¹

Т₂=9550*Р₂/n₂=

9550*7,2/151=477,5 Нм

Р₃=Р₂*n_пр=7,2*0,98= =7,05 кВт

n₃=n₂/U_пр=151/4,4=

=34 мин - ¹

Т₃=9550*Р₃/n₃=9550*7,05/34=1980 Нм

Р₄=Р₃*n_т=7,05*0,98=6,91

n₄= n₃ =34 мин - ¹

Т₄=9550*Р₄/n₄=9550*6,91/34=1940 Нм

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

Колесо Z₂

Шестерня Z₁

Сталь 40Х улучшение

НВ₂=269…302

НВ_2ср=285

у_T = 750 МПа

Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ

НRC=48…53

НRC_1ср=50,5

у_T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е_.

К_НЕ- коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ- коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

К_НЕ2=0,25

К_FЕ2=0,14

К_НЕ1=0,25

К_FЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис.4.3 [1])

N_FG- число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

N_HG2=20*10⁶

N_FG2=4*10⁶

N_HG1=100*10⁶

N_FG1=4*10⁶

Суммарное время работы передачи

t_?=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N_?2= =60t_?*n₂*n_з2=60*24000*151=217,4*10⁶

t_? - суммарное время работы передачи

n₂ - частота вращения колеса

n_з2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N_?1=N_?2*U*n_з1/n_з2==217,4*10⁶*4,8=1043,7*10⁶

N_?2 - суммарное число циклов нагружения колеса

n_з1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

N_НЕ2=К_НЕ2*N_?2= =0,25*217.4*10⁶=54,4*10⁶

N_НЕ1=К_НЕ1*N_?1= 0,25*1044*10⁶=261*10⁶

Сравним полученные значения N_НЕс табличным значением N_НG:

N_НЕ2=54,4*10⁶>N_HG2=20*10⁶

Принимаем N_H_Е=N_H_G2=20*10⁶

N_НЕ1=261*10⁶>N_HG1=100*10⁶

Принимаем N_H_Е1=N_H_G1=100*10⁶

Б) изгибная выносливость

N_FЕ2=К_FЕ2*N_?2=0,14*217.4*10⁶=

=30.4*10⁶

N_FЕ2=К_FЕ2*N_?2=0,1*1044*10⁶=

=104,4*10⁶

Сравним полученные значения N_FЕс табличным значением N_FG:

N_FЕ2=30,4*10>N_FG2=4*10⁶

N_FЕ1=104,4*10⁶> N_FG1=4*10⁶

Принимаем N_FЕ2=N_FЕ1=N_FG1=4*10⁶

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[у_Н] _max и [у_F] _max_-предельные допускаемые напряжения

у_т - предел текучести материала

[у_Н] _max2=2,8* у_т=2,8*750=2100 МПа

[у_F] _max2=2,74*НВ_2ср=2,74*285= 780Мпа

[у_Н] _max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа

[у_F] _max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[у_Н] = [у₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [у_Н] _max_{, г}де

[у₀] _Н - длительный предел контактной выносливости

[у_Н] _-допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[у_Н] _max- предельное допускаемое контактное напряжение

[у₀] _Н2= (2*НВ_ср+70) /S_H [у₀] _Н1= (17*НRC_пов) /S_H

[у₀] _Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа

S_H2=1.1

[у] _Н2=582 Мпа

[у₀] _Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа

S_H2=1.2

[у] _Н1=882 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

у_Н= ([у] _Н2+ [у] _Н1) *0.45=659Мпа, у_Н=1.23 [у] _Н2=716Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[у] _Нрасч=659МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у] _F= [у₀] _F* (4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [у] _Fmax, где [у₀] _F=у_0F/S_F

у_0F - длительный предел контактной выносливости, S_F - коэффициент безопасности, [у] _F - допускаемое контактное напряжение, [у] _Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение.

у_0F2=1,8*НВ₂=1,8*248=513МПа

S_F2=1,75

[у₀] _F2=у_0F2/S_F2= =513/1,75=293МПа

у_0F1=550МПа

S_F1=1,75

[у₀] _F1=у_0F1/S_F1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[у] _F2= (4*10⁶/4*10⁶) ^1/6*293=

=293 МПа< [у] _Fmax=780Мпа

[у] _F1= (4*10⁶/4*10⁶) ^1/6*314=

=314 МПа< [у] _Fmax=1430Мпа

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

К_Н=К_Н_в*К_Ну

При расчете на изгибную выносливость

К_F=К_Fв*К_Fх,

Где К_Н_в и К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Н_х и К_Fх - коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение К_в определяется из выражения:

К_в= К_в^о (1-х) +х, где К_Н_в^о = 1 и К_Fв^o=1

Ш_a=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

К_Н_в=К_Н_в^о=1,К_Fв=К_Fв^o=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_хвыбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₁/с_у* (T₂/U²_* Ш_a) ^1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25) ^1/3=1,9м/с, где

n₁=727 мин^-¹ - частота вращения быстроходного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₂ - критический момент

U - заданное передаточное число

Ш_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Н_х=1,02 и К_Fх=1.06

К_Н=1*1.02=1.02

К_F=1*1,06=1,06

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_У0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Н_б - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[у] _Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение б' округляем до значения a=140 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b₂= Ш_a*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m'_n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

в_min=arcsin (4m_n/b₂) =arcsin (4*1.5/35) =9,55^o

Z'_У=Z₂+Z₁=2*a*cos в_min/m_n= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

Z_У=184, Cosв= Z_У*m_n/2a=184*1.5/2*140=0.9857

в=9,6>9,55=в_min

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂_.

Z'₁=Z_У/U'+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z₁=30

Z₂= Z_У - Z₁=184-30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z₂/ Z₁=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса, K_F=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, K_Fб=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), Y_F2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение Y_Fвыбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v_.

Z_v2=Z₂/cos³_в=154/cos³9,6=160

Y_в - коэффициент учитывающий наклон зуба, Y_в = 1- (в/140) =1-0,072=0,931, b₂ - рабочая ширина колеса, m_n - модуль, а - межосевое расстояние, U - заданное передаточное число, [у] _F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F2= (477,5*10³*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [у] _F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

у_F1= у_F2*Y_F1/ Y_F2< [у] _F1_, где

у_F2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[у] _F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F1=222*3,4/3,61=209МПа < [у] _F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d₁=m_n/cos_в*Z₁=1,5/0,986*30=45,6 мм

d₂=m_n/cos_в*Z₂=1,5/0,986*154=234,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

45,6+234,4=2*140=250 - верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев d_fи d_a:

dа₁= d₁+2 m_n=45,6+1,5*2=48,6мм

d_а2= d₂+2 m_n=237,4мм

df₁= d₁-2,5m_n=45,6+2,5*1,5=41,85мм

d_f4= d₂-2,5 m_n=234,4-2,5*1,5=230,65мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da₁+6=54,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

F_t=2T₂*10³/d₂=2*477,5*1000/234,4=4074H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgб_n/cos_в=4074*tg20^o/cos9,6^o=1482,5Н

Осевая сила: Fa= F_ttg_в=4074* tg9,6=684Н

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Таблица 4.

Колесо Z₄

Шестерня Z₃

Сталь 40Х улучшение

НВ₂=269…302

НВ_2ср=285

у_T = 750 МПа

Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ

НRC=48…53

НRC_1ср=50,5

у_T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е_.

К_НЕ- коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ- коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

К_НЕ2=0,25

К_FЕ2=0,14

К_НЕ1=0,25

К_FЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис.4.3 [1]). N_FG- число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

N_HG2=20*10⁶

N_FG2=4*10⁶

N_HG1=100*10⁶

N_FG1=4*10⁶

Суммарное время работы передачи t_?=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N_?2= =60t_?*n₂*n_з2=60*24000*34=49*10⁶

t_? - суммарное время работы передачи

n₂ - частота вращения колеса

n_з2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N_?1=N_?2*U*n_з1/n_з2==49*10⁶*4,4=215,6*10⁶

N_?2 - суммарное число циклов нагружения колеса

n_з1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

N_НЕ2=К_НЕ2*N_?2= =0,25*49*10⁶=12,25*10⁶

N_НЕ1=К_НЕ1*N_?1= 0,25*215,6*10⁶=54*10⁶

Сравним полученные значения N_НЕс табличным значением N_НG:

N_НЕ2=12,25*10⁶<N_HG2=20*10⁶

Принимаем N_H_Е=12,25*10⁶

N_НЕ1=54*10⁶<N_HG1=100*10⁶

Принимаем N_H_Е1=54*10⁶

Б) изгибная выносливость

N_FЕ2=К_FЕ2*N_?2=0,14*49*10⁶=

=6.86*10⁶

N_FЕ2=К_FЕ2*N_?2=0,1*215,6*10⁶=

=21,56*10⁶

Сравним полученные значения N_FЕс табличным значением N_FG:

N_FЕ2=6,86*10>N_FG2=4*10⁶

N_FЕ1=21,56*10⁶> N_FG1=4*10⁶

Принимаем N_FЕ2=N_FЕ1=N_FG1=4*10⁶

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[у_Н] _max и [у_F] _max_-предельные допускаемые напряжения

у_т - предел текучести материала

[у_Н] _max2=2,8* у_т=2,8*750=2100 МПа

[у_F] _max2=2,74*НВ_2ср=2,74*285= 780Мпа

[у_Н] _max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа

[у_F] _max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[у_Н] = [у₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [у_Н] _max_{, г}де

[у₀] _Н - длительный предел контактной выносливости

[у_Н] _-допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[у_Н] _max- предельное допускаемое контактное напряжение

[у₀] _Н2= (2*НВ_ср+70) /S_H [у₀] _Н1= (17*НRC_пов) /S_H

[у₀] _Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа

S_H2=1.1

[у] _Н2=582* (20*10⁶/12,25*10⁶) ^1/6=

=640 МПа

[у₀] _Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа

S_H2=1.2

[у] _Н1=882* (100*10⁶/54*10⁶) ^1/6=

=979 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

у_Н= ([у] _Н2+ [у] _Н1) *0.45=729Мпа

у_Н=1.23 [у] _Н2=787Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений [у] _Нрасч=729МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у] _F= [у₀] _F* (4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [у] _Fmax, где

[у₀] _F=у_0F/S_F

у_0F - длительный предел контактной выносливости

S_F - коэффициент безопасности

[у] _F - допускаемое контактное напряжение

[у] _Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

у_0F2=1,8*НВ₂=1,8*248=513МПа

S_F2=1,75

[у₀] _F2=у_0F2/S_F2= =513/1,75=293МПа

у_0F1=550МПа

S_F1=1,75

[у₀] _F1=у_0F1/S_F1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[у] _F2= (4*10⁶/4*10⁶) ^1/6*293=

=293 МПа< [у] _Fmax=780Мпа

[у] _F1= (4*10⁶/4*10⁶) ^1/6*314=

=314 МПа< [у] _Fmax=1430Мпа

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Н_в*К_Ну

Б) При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fв*К_Fх, где

К_Н_в и К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. К_Н_х и К_Fх - коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0.5Ш_a (U +1), где

Ш_a=0,25 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 2,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

К_в= К_в^о (1-х) +х, где К_Н_в^о =1 и К_Fв^o=1

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4* (3,5+1) =0,9

К_Н_в= К_Н_в^о =1, К_Fв= К_Fв^o=1

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_хвыбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₂/с_у* (T₃/U²_* Ш_a) ^1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) ^1/3=0,7м/с, где

n₃=151мин^-¹ - частота вращения промежуточного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₄- критический момент

U - заданное передаточное число

Ш_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Н_х=1,01 и К_Fх=1.03

К_Н=1*1.01=1.01

К_F=1*1,03=1,03

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_У0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Н_б - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[у] _Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение б' округляем до значения a=210 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса:

b₂= Ш_a*а=0,25*210=53 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+3=56 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля m'_n=2,5 округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

в_min=arcsin (4m_n/b₂) =arcsin (4*2,5/53) =7,18^o

Z'_У=Z₆+Z₅=2*a*cos в_min/m_n=2*210*0,993/2,5=167

Cosв= Z_У*m_n/2a=167*2,5/2*210=0.9848

в=10>7,18=в_min

Число зубьев шестерни Z₃ и колеса Z₄_.

Z'₃=Z_У/U'+1=167/4,4+1= 29,1 округляем до целого числа Z₅=29

Z₄= Z_У - Z₅=167-29=138

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z₄/ Z₃=138/29=4,5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.03 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fб=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2)

Y_F₄=3.61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Y_F₃=3,7 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение Y_Fвыбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Z_v₄=Z₄/cos³_в=138/cos³10=132

Y_в - коэффициент учитывающий наклон зуба

Y_в = 1- (в/140) =1-0,07 =0,93

b₂ - рабочая ширина колеса

m_n - модуль

а - межосевое расстояние

U - заданное передаточное число

[у] _F₂=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F6= (151*10³*1,03*0,91*0,93*3,61* (4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [у] _F6

Б) зуб шестерни:

у_F₃= у_F*Y_F₃/ Y_F₄< [у] _F5_, где

у_F₄ =78МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F₃=3,7 и Y_F₄=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба

[у] _F₃=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F₃=78*3,7/3,61=80МПа < [у] _F5

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3=m_n/cos_в*Z₃=2,5/0.9848*29=71,6мм

d₄=m_n/cos_в*Z₄=2,5/0.9848*138=348,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₄+ d₃=2а

71,6+348,4=2*210=420 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_fи d_a:

dа₃= d₅+2 m_n=71,6+2*2,5=77,6мм

dа₄= d₆+2 m_n=348,4+2*2,5=353,4мм

d_f₃= d₅-2,5 m_n=71,6-2,5*2,5=65,35мм

d_f₄= d₆-2,5 m_n=348,4-2*2,5=342,15 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

d=da₃+6=77,6+6=83,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

F_t=2T₄*10³/d₄=2*1980*1000/348,4=11366 H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgб_n/cos_в=11366*tg20^o/cos10^o=4136Н

Осевая сила:

Fa= F_ttg_в=11366* tg10=1996Н

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

Dд=P/ (sin180/Z);

P-шаг цепи; Z-число зубьев звёздочки.

Dд=125/ (sin180/9) =365.5мм;

Диаметр окружности выступов:

De=P (0,56+2,74-0,31/8,3) =409мм;

Диаметр окружности впадин:

Di=Dд - Dц;

Di=365,5-15=350,5мм.

Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7мм;

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы: ,- окружные, ,- осевая, ,- радиальная, - крутящий момент.

,,,, ,.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ,

,

.

Отсюда находим, что .

2. ,

,

. Получаем, что .

Выполним проверку:

, , ,.

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,

,

, получаем, что .

4. ,

,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

, , ,

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения:

, .

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

,

где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл.10.2 лит.3: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношение следующих величин (табл.10.9 лит.3):

, ,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл.10.4 лит.3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл.10.5 лит.3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения . Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

,

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

, .

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

.

Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

- условие выполняется.

1.11 Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

1.13 Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.

Список используемой литературы

1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: "Машиностроение", 1991.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: "Высшая школа", 1985.

3. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: "Машиностроение", 1980.

4. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: "Машиностроение", 1980.

5. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: "Машиностроение", 1980.

курсовая работа "Проектирование привода" скачать

Подобные документы

Проектирование привода рабочей машины
Определение передаточных чисел привода. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Проверочный расчет валов на статическую прочность. Конструктивные размеры элементов редуктора.

курсовая работа [1,5 M], добавлен 03.06.2021

Проект привода ленточного транспортера
Кинематический расчет привода и его передаточного механизма. Определение допускаемых напряжений передачи редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной косозубой цилиндрической передачи. Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов на опоры.

курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.05.2015

Редуктор зубчато-червячный
Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Расчет тихоходной ступени привода. Проверочный расчет по контактным напряжениям. Проверочный расчет зубьев на изгиб и быстроходной ступени привода.

курсовая работа [997,1 K], добавлен 18.05.2009

Расчёт двухступенчатого редуктора с открытой зубчатой передачей
Выбор электродвигателя и определение его требуемой мощности; кинематический и силовой расчет привода по валам. Расчет тихоходной ступени, выбор материала и допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

курсовая работа [859,3 K], добавлен 06.05.2012

Проектирование привода ленточного конвейера
Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.

курсовая работа [173,4 K], добавлен 08.09.2010

Конструирование редуктора
Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.

курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011

Проектирование привода мешалки
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи, определение допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Определение радиальных реакций в опорах подшипников. Конструктивная компоновка проектируемого привода.

курсовая работа [361,8 K], добавлен 25.10.2011

Расчет редуктора
Кинематический расчет привода. Расчет цилиндрической передачи первой ступени. Определение допускаемых контактных напряжений. Подбор шпонки для соединения зубчатого колеса и промежуточного вала. Выбор манжетных уплотнений и порядок сборки привода.

дипломная работа [2,2 M], добавлен 02.03.2013

Двухступенчатый цилиндрический редуктор с раздвоенной косозубой быстроходной ступенью и прямозубой тихоходной
Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Конструирование валов, определение сил в зацеплении. Проверочный расчет подшипников и валов на статическую прочность. Выбор муфт.

курсовая работа [2,6 M], добавлен 14.10.2011

Проектирование червячно-цилиндрического двухступенчатого редуктора
Порядок проектирования червячно-цилиндрического редуктора, выбор электродвигателя. Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых контактных и изгибающих напряжений. Проектный расчёт быстроходной ступени, подбор шпонок и подшипников.

курсовая работа [482,6 K], добавлен 05.02.2010

Другие документы, подобные "Проектирование привода"

главная

рубрики

по алфавиту

вернуться в начало страницы

вернуться к началу текста

вернуться к подобным работам

Рубрики

По алфавиту

Закачать файл

Заказать работу

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

Р	n	Т
Р₁=P'_эл_._дв_.n_м1=7.50,98= 7,35 кВт	n₁=n_эл_._дв_.=727 мин ^-¹	Т₁=9550Р₁/n₁= 95507.35/727=95,5 Нм
Р₂=Р₁n_быстр=7,350,98= =7,2 кВт	n₂=n₁/U_быстр=727/4,8= =151 мин - ¹	Т₂=9550Р₂/n₂= 95507,2/151=477,5 Нм
Р₃=Р₂n_пр=7,20,98= =7,05 кВт	n₃=n₂/U_пр=151/4,4= =34 мин - ¹	Т₃=9550Р₃/n₃=95507,05/34=1980 Нм
Р₄=Р₃n_т=7,050,98=6,91	n₄= n₃ =34 мин - ¹	Т₄=9550Р₄/n₄=95506,91/34=1940 Нм

N_НЕ2=К_НЕ2N_?2= =0,25217.410⁶=54,410⁶	N_НЕ1=К_НЕ1N_?1= 0,25104410⁶=26110⁶

N_НЕ2=К_НЕ2N_?2= =0,254910⁶=12,2510⁶	N_НЕ1=К_НЕ1N_?1= 0,25215,610⁶=5410⁶

Проектирование привода

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Рпр = (Ft * V) / (nобщ *103),

где

Ft - 10000Н - окружное усилие,

V - 0.65м/с - скорость цепи,

nобщ - ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

nобщ=nм1*nб*nт *nм2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

nм1=0,98 - КПД муфты 1

nб=0,98 - КПД быстроходной ступени

nтих=0,98 - КПД тихоходной ступени

nм2=0,98 - КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1.2

P'эл. дв = (10000*0.65) / (103 *0.91) = 7.1 кВт.

P'эл. дв=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: nэл. дв=727 мин -1, Рэл. дв=7.5 кВт.

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

nвых = (6*104 *V) / (p*z) = (6*104 *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин - 1, где

V - 0.65м/с - скорость цепи

p - шаг звездочки

z - число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Рпр = (Ft * V) /*103=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

Ft - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

V - 0.65м/с - скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

Uт=4,4

Uб=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZУ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

КН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНб - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[у] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Шa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение б' округляем до значения a=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b2= Шa*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b1=b2+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m'n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

вmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*1.5/35) =9,55o

Z'У=Z2+Z1=2*a*cos вmin/mn= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

ZУ=184, Cosв= ZУ*mn/2a=184*1.5/2*140=0.9857

в=9,6>9,55=вmin

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

Z'1=Z У/U'+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z1=30

Z2= Z У - Z 1=184-30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 2/ Z 1=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv.

Zv2=Z2/cos3в=154/cos39,6=160

уF2= (477,5*103*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [у] F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

уF1= уF2*YF1/ YF2< [у] F1, где

уF2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[у] F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Р_пр = (F_t * V) / (n_общ *10³),

F_t- 10000Н - окружное усилие,

n_общ - ообщий КПД привода.

n_общ=n_м1n_бn_т n_м2=0,980,980,980,98=0,91, где

n_м1=0,98 - КПД муфты 1

n_б=0,98 - КПД быстроходной ступени

n_тих=0,98 - КПД тихоходной ступени

n_м2=0,98 - КПД муфты 2

P'_эл_._дв = (100000.65) / (10³0.91) = 7.1 кВт.

P'_эл_._дв=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: n_эл_._дв=727 мин ^-¹, Р_эл_._дв=7.5 кВт.

n_вых = (610⁴V) / (pz) = (610⁴0.65) /3.14 (125*9) =34 мин^-¹, где

Р_пр = (F_t * V) /10³=100000.65/1000=6,5 кВт, где

F_t - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

U_т=4,4

U_б=21,12/4,4=4,8

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_У0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Н_б - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[у] _Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение б' округляем до значения a=140 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

b₂= Ш_aа=0,25140=35 мм

b₁=b₂+3=38 мм

Полученное значение модуля m'_n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

в_min=arcsin (4m_n/b₂) =arcsin (4*1.5/35) =9,55^o

Z'_У=Z₂+Z₁=2acos в_min/m_n= (2140cos9,55) /1,5=184,32

Z_У=184, Cosв= Z_Уm_n/2a=1841.5/2*140=0.9857

в=9,6>9,55=в_min

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂_.

Z'₁=Z_У/U'+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z₁=30

Z₂= Z_У - Z₁=184-30=154

U= Z₂/ Z₁=154/30=5

Значение Y_Fвыбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v_.

Z_v2=Z₂/cos³_в=154/cos³9,6=160

у_F2= (477,510³1,063,610,9310,915,8) / (351.5140*4,8) =222< [у] _F2=293Мпа

у_F1= у_F2*Y_F1/ Y_F2< [у] _F1_, где

у_F2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[у] _F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

у_F1=222*3,4/3,61=209МПа < [у] _F1=314Мпа

d₁=m_n/cos_вZ₁=1,5/0,98630=45,6 мм

d₂=m_n/cos_вZ₂=1,5/0,986154=234,4мм

d₂+ d₁=2а

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев d_fи d_a:

dа₁= d₁+2 m_n=45,6+1,5*2=48,6мм

d_а2= d₂+2 m_n=237,4мм

df₁= d₁-2,5m_n=45,6+2,5*1,5=41,85мм

d_f4= d₂-2,5 m_n=234,4-2,5*1,5=230,65мм

D=da₁+6=54,6 мм < D=125 мм

F_t=2T₂10³/d₂=2477,5*1000/234,4=4074H

F_R= F_ttgб_n/cos_в=4074tg20^o/cos9,6^o=1482,5Н

Осевая сила: Fa= F_ttg_в=4074* tg9,6=684Н

А) При расчете на контактную выносливость К_Н=К_Н_в*К_Ну

Б) При расчете на изгибную выносливость К_F=К_Fв*К_Fх, где

К_Н_в и К_Fв - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. К_Н_х и К_Fх - коэффициент динамической нагрузки

b/d=0.5Ш_a (U +1), где

Ш_a=0,25 - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

К_в= К_в^о (1-х) +х, где К_Н_в^о =1 и К_Fв^o=1

b/d=0,50,4 (3,5+1) =0,9

К_Н_в= К_Н_в^о =1, К_Fв= К_Fв^o=1

V=n₂/с_у* (T₃/U²_* Ш_a) ^1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) ^1/3=0,7м/с, где

n₃=151мин^-¹ - частота вращения промежуточного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₄- критический момент

Ш_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

К_Н_х=1,01 и К_Fх=1.03

К_Н=1*1.01=1.01

К_F=1*1,03=1,03

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_У0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т₄ - номинальный крутящий момент на валу колеса

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Н_б - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[у] _Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение б' округляем до значения a=210 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса: