- •Министерство науки и высшего образования Российской Федерации
- •Привод зубчато-рычажного механизма
- •1. Структурный, кинематический и силовой анализ рычажного механизма, входящего в состав привода
- •1.1 Структурный анализ
- •1.2. Кинематическое исследование механизма методом планов
- •Построение планов механизма
- •Построение планов скоростей
- •Построение планов ускорений
- •1.3. Силовой анализ рычажного механизма
- •Определение сил, действующих на звенья механизма и моментов инерции
- •Силовой расчет группы 2-3
- •Силовой расчет начального механизма
- •Рычаг Жуковского
- •Определение кпд исполнительного механизма
- •2. Энерго-кинематический расчет
- •3. Расчет открытой цепной передачи
- •3.1. Проектный расчет
- •3.2. Проверочный расчет
- •4. Выбор материалов, определение допускаемых напряжений и расчет закрытой передачи
- •4.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес
- •4.2. Определение допускаемых контактных напряжений
- •4.3. Определение допускаемых напряжений изгиба
- •4.4. Проектный расчет
- •4.5. Проверочный расчет
- •4.6. Силы, действующие в зацеплении
- •5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников Быстроходный вал
- •Тихоходный вал
- •6. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •8. Эскизная компоновка
- •9. Смазка редуктора
- •10. Определение опорных реакций в подшипниках, построение эпюр Быстроходный вал
- •Тихоходный вал
- •11. Проверочный расчет подшипников Быстроходный вал
- •Тихоходный вал
- •12. Проверочный расчет валов на прочность
- •Быстроходный вал
- •Тихоходный вал
- •13. Конструирование подшипниковых узлов
- •14. Проверочный расчет стяжных винтов
- •15. Выбор и расчет шпоночных соединений
- •16. Сборка редуктора
- •Список использованных источников
4. Выбор материалов, определение допускаемых напряжений и расчет закрытой передачи
4.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердости колеса [6,c.51].
Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет [6,c.52].
Выбираем материал заготовки, термообработку и твердость зубчатой пары по рекомендациям [6, табл.3.1, c.52]. Результаты выбора представим в таблице 4.1.
Таблица 4.1- Выбор материала, термообработки и твердости
Параметр |
Элемент передачи |
|
Шестерня |
Колесо |
|
Материал |
Сталь 45 |
Сталь 45 |
Термообработка |
Улучшение |
Нормализация |
Твёрдость |
|
|
Твёрдость НВ |
269…302НВ |
235…262НВ |
Дополнительно рассчитываем значение средних твёрдостей:
Проверяем разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса:
что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.
4.2. Определение допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса [6, с.54].
Коэффициент долговечности [6, с.55]:
где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. Определяется интерполированием с учетом табличных значений [6, табл. 3.3, с.55]:
- для шестерни (при средней твердости ):
- для зубчатого колеса (при средней твердости ):
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
где - угловая скорость вала, на котором установлены шестерня или колесо.
При условии принимают [6, с.55].
Так как и принимаем
Допускаемые контактные напряжения , соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений [6, с.52]:
Допускаемые контактные напряжения [6, с.55]:
Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при рассчитывают по меньшему значению из полученных, то есть по менее прочным зубьям [6, с.55]. Поэтому в качестве расчётного значения допускаемых контактных напряжений принимаем напряжение для зубьев колеса:
4.3. Определение допускаемых напряжений изгиба
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [6, с.55].
Коэффициент долговечности [6, с.56]:
где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей циклов [6, с.56];
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
При условии принимают [6, с.51].
Так как принимаем
Определяем допустимые напряжение изгиба , соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений:
Определяем допускаемые напряжения изгиба [6, с.56]:
Расчет модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению из полученных, то есть по менее прочным зубьям [6, с.56]. Поэтому в качестве расчетного значения принимаем напряжение для зубьев колеса: