- •Содержание
- •Предварительный расчет
- •Кинематический расчет привода.
- •Выбор двигателя
- •Определение общего передаточного числа привода
- •Составление таблицы исходных данных
- •Оценка точности расчетов
- •Расчет быстроходной ступени
- •Выбор материала
- •Допускаемые контактные напряжения.
- •Допускаемые напряжения изгиба.
- •Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой.
- •Выбор параметра .
- •Выбор угла наклона зуба.
- •Проектировочный расчет.
- •Проверочные расчеты передачи.
- •Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки:
- •Расчет зубьев на выносливость при изгибе, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
- •Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
- •Расчет усилий зубчатого зацепления:
- •Проектирование и расчет редуктора цилиндрической передачи редуктора.
- •Расчет цилиндрических косозубых передач
- •Допускаемые контактные напряжения.
- •Допускаемые напряжения изгиба.
- •Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой.
- •Выбор параметра .
- •Выбор угла наклона зуба.
- •Проектировочный расчет.
- •Проверочные расчеты передачи.
- •Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки:
- •Расчет зубьев на выносливость при изгибе, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
- •Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой, выполняется раздельно для колеса и шестерни:
- •Расчет усилий зубчатого зацепления:
- •Расчет быстроходного вала
- •Определение нагрузок на опоры
- •Расчет вала на прочность
- •Расчет вала в опасном сечении
- •Расчет на сопротивление усталости
- •Расчет подшипников
- •Расчет шпонки на смятие
- •Расчет промежуточного вала
- •Определение нагрузок на опоры
- •Расчет подшипников
- •Расчет шпонки на смятие
- •Расчет тихоходного вала
- •Определение нагрузок на опоры
- •Расчет подшипников
- •Расчет шпонки на смятие
- •Расчет звездочки пластинчатой цепи
- •Литература
Допускаемые контактные напряжения.
Допускаемые контактные напряжения HP для прямозубой передачи определяются меньшим из двух значений допускаемых напряжений.
Здесь HPlim- предел контактной выносливости материала, принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:
для шестерни:
для колеса:
SH - коэффициент запаса прочности, принимаемый по рекомендациям:
для шестерни SH1=1,2;
для колеса SH2=1,2.
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.
Определяем ресурс передачи:
(ч)
где: =5 — число лет работы;
=0,5 — коэффициент годового использования передачи;
=0,33— коэффициент суточного использования передачи.
Шестерня:
Колесо:
При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузка на передачу
Здесь Ti - крутящий момент, соответствующий i-й ступени циклограммы нагружения
Шестерня:
Так как <
Колесо:
Так как <
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 (шлифовка);
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость.
В проектировочном расчете принимают ZV=1.
Для шестерни:
Для колеса:
В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем:
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 отнулевого 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: YA =1.
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 i-й ступени циклограммы нагружения.
Для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, qF=6.
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:
Т. к. расчетное значение коэффициента , то окончательно принимаем .
Допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни:
Для колеса:
где: - коэффициент запаса прочности шестерни (колеса);
- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений для шестерни (колеса);
- коэффициент долговечности шестерни (колеса);
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни;
- коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки;
- коэффициент, учитывающий диаметр шестерни (колеса).
(МПа) (2.3.12)