![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •Приложение1. Спецификация. Приложение2.Эскизный проект.
- •1. Описание устройства и работы привода
- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
- •Определение мощностей и передаваемых вращающих моментов
- •3. Расчет передач
- •3.1 Расчет тихоходной цилиндрической косозубой закрытой передачи
- •Для колеса.
- •Определение допускаемых напряжения изгиба
- •Для шестерни
- •Для колеса
- •Проектировочный расчет тихоходной цилиндрической косозубой закрытой передачи
- •Определение усилий в зацеплении
- •Расчет на изгибную выносливость
- •Расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •3.2 Расчет быстроходной цилиндрической косозубой закрытой передачи
- •Для шестерни.
- •Определение допускаемых напряжения изгиба
- •Для шестерни
- •Для колеса
- •Проектировочный расчет быстроходной цилиндрической косозубой закрытой передачи
- •Определение усилий в зацеплении
- •Расчет на изгибную выносливость
- •Расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •3.3 Расчет зубчатой ременной передачи Определяем расчетную мощность:
- •4. Предварительный расчет валов
- •5. Подбор и расчет муфт
- •6. Подбор подшипников качения по долговечности
- •7. Подбор и расчет шпоночных соединений
- •8. Расчет валов на выносливость
- •9.Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
- •10. Расчет элементов корпуса
- •11. Выбор типа смазки для передачи и подшипников
- •12. Описание сборки редуктора
- •Литература
- •Бнту 303112.00.000 пз
Определение усилий в зацеплении
где
=20˚
- угол зацепления;
Схема действия сил в зацеплении
Расчет на изгибную выносливость
Yβ
– коэффициен, учитывающий угол наклона
зуба. Для косозубой передачи равен
,где
Yв=
;
Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие сопряженных профилей.
;
KF=KA·KFα·KFβ·KFυ- коэффициент нагрузки при изгибе ;
KA=1 - коэффициент внешней динамической нагрузки;
KFα=1 – неравномерность нагрузки на зубья;
KFβ определяем по графику (c.50, рис.4.2.2, [4]) и принимаем значение KFβ=1,05.
который
оред по табл2.5[6] в зависимости от твердости
зубьев. Т.к твердость >HB
350, то принимаем
Окружная
скорость:
По табл. 6.7 [1] принимаем 9-ю степень точности передачи по нормам плавности, а также коэффициенты.
Находим коэффициент KF=1,05·1,069=1,122
По числу зубьев шестерни и колеса выбираем для них коэффициенты YF по таблице в зависимости от zv (c.16, [6]):
Выбираем YF1=3,92; YF2=3.62;
Тогда
110,55МПа
Условие прочности выполняется: σF<σFP1
Расчет на выносливость по контактным напряжениям
Где
– коэффициент, учитывающий форму
сопряженных поверхностей зубьев.
β в =arcsin(si nβ×cosαt) ° - угол наклона зубьев на основной окружности
αt=arctg(tgα/cosβ)= arctg(tg20/cos17,08)=20,644
β в =arcsin(si n17,08×cos20,644)=15,74
– коэффициент,
учитывающий механические свойства
материалов колес,
– коэффициент,
учитывающий суммарную длину контактных
линий,
,где
- коэффициент, учитывающий перекрытия
зубьев в процессе работы.
Тогда,
KA=1;
–коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки по
ширине венца.
–
коэффициент,
учитывающий внутреннюю динамику
передачи.
-
удельная окружная динамическая сила.
По табл. 6.7 [1] принимаем коэффициенты g0=5,6 и δF=0,06.
-
коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями.
Перегрузка по контактным напряжениям составляет:
=2,515%,
что допустимо.
3.2 Расчет быстроходной цилиндрической косозубой закрытой передачи
Для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40Х и вариант термообработки улучшение+закалка ТВЧ, с твердостью зубьев колес 387 HВ (41 HRC), зубьев шестерни 430 HВ (45HRC).
Определение допускаемого контактного напряжения:
Для колеса.
– допускаемое контактное напряжение при проектировочном расчёте, где
- базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев
SH = 1,2 - коэффициент запаса прочности
ZN - коэффициент долговечности режима работы с постоянными нагрузками :
- базовое число циклов нагружений.
Nk- эквивалентное число циклов нагружений при постоянной нагрузке.
σH lim=17·HRC+200=17·42+200=914 МПа
NH lim=30*HHB2.4=30·3872.4= 487·105 циклов
Nk1=60·c·Lh·n=60·10512·96,31= 607,4·105 циклов
Nk>NH lim , следовательно принимаем m=20
Таким образом, допускаемое контактное напряжение для шестерни:
Для шестерни.
SН=1,2;
σH lim=17·HHRC+200=17·45+200=965 МПа
NH lim=30*HHB2.4=30·4302.4= 627,3·105 циклов
Nk1=60·c·Lh·n=60·10512·385,24= 2429,8·105 циклов
Nk>NH lim , следовательно принимаем m=20;
Таким образом, допускаемое контактное напряжение для колеса:
Следовательно, для дальнейших расчетов принимаем σHP=676,706 МПа,
т.к.