- •Содержание
- •Введение.
- •1.Предварительный расчет привода.
- •1.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя
- •1.2 Передаточное отношение привода и его разбивка по ступеням
- •1.3 Составление таблицы исходных данных
- •2. Расчет цилиндрической косозубой, спаренной передачи (тихоходная ступень)
- •2.1. Выбор материала для зубчатых колес редуктора.
- •2.2 Допускаемые контактные напряжения
- •2.3. Допускаемые напряжения изгиба.
- •2.4 Выбор коэффициентов.
- •2.5. Расчет геометрии передачи.
- •2.6. Проверочный расчет.
- •2.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.
- •3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи (быстроходная ступень)
- •3.1. Выбор материала для зубчатых колес редуктора.
- •3.2. Допускаемые контактные напряжения.
- •3.3. Допускаемые напряжения изгиба.
- •3.4 Выбор коэффициентов.
- •3.5. Расчет геометрии передачи.
- •3.6. Проверочный расчет.
- •3.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.
- •4. Расчет валов редуктора, вала им
- •5.Конструктивные размеры шестерен и колес
- •6.Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •7.Подбор подшипников
- •8.Подбор шпонок
- •11.Статическая проверка валов, проверка долговечности подшипников
- •15. Смазка редуктора
- •16.Оформление сливных отверстий
2.2 Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения HP для шевронной передачи принимаются равными ,
при выполнении условия , где - допускаемое контактное напряжение шестерни, - допускаемое контактное напряжение колеса, определяемые по формуле:
Здесь HP lim - предел контактной выносливости материала, принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:
для шестерни:
для колеса:
SH - коэффициент запаса прочности, принимаемый по рекомендациям:
ZN - коэффициент долговечности.
;
,
- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.
где - среднее значение твердости рабочей поверхности зубьев.
- число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.
Шестерня:
Колесо:
При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами
Здесь n - частота вращения шестерни, об/мин;
Lh - ресурс передачи, ч.
ч.
Шестерня:
Колесо:
При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме,
Здесь Ti - крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения.
Шестерня:
Колесо:
Эквивалентное число циклов перемен больше базового, поэтому для расчета принимаем
ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение ZR, общее для шестерни и колеса, принимают в зависимости от параметра шероховатости более грубой поверхности зуба пары шестерня-колесо,
ZR = 1. При Ra от 1,25 до 0,63,
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость.
В проектировочном расчете принимают ZV =1,
Для шестерни:
Для колеса:
Из условия для шевронной передачи ;
(МПа)
2.3. Допускаемые напряжения изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для от нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической или химико-термической обработки зубчатого колеса по рекомендациям:
Для шестерни:
Для колеса:
YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Принимают для поковок и штамповок: YZ=1.
YA -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: .
YN - коэффициент долговечности
= - базовое число циклов напряжений. При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами .
При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузке на передачу:
Здесь TFI - крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения.
Для зубчатых колес с однородной структурой материала, qF = 9.
YX -коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса d, мм.
В проектировочном расчете принимают YX = 1.
SF - коэффициент запаса прочности, принимаемый в зависимости от способа термической и химико-термической обработки при вероятности разрушения 0,99 принимаем SF =1,7
Шестерня:
Колесо:
Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса: