- •Реферат
- •Содержание
- •Введение
- •1 Нормативные ссылки
- •2 Техническкая характеристика привода
- •3 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
- •4 Выбор материалов для закрытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
- •5 Расчет закрытой зубчатой передачи
- •6 Выбор материала для открытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
- •7 Расчет открытой зубчатой передачи.
- •8 Проектный расчет и контсруирование валов.
- •9 Конструирование зубчатых колес.
- •10 Конструирование корпуса редуктора
- •11 Первый этап эскизной компановки редуктора
- •12 Составление расчетных схем валов, определение опорных реакций, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- •13 Выбор, расчет подшипников качения
- •14 Расчет шпоночных соединений
- •15 Проверочный расчет тихоходного вала на усталостную и статическую прочность
- •16 Выбор смазки зацепления и подшипников
- •17 Выбор посадок для сопряжений основных деталей привода
- •18 Расчет, выбор упругой муфты
- •19 Сборка редуктора, регулирование подшипников и зацепления зубчатых колес
- •20 Указания по безопасности жизнедеятельности
- •Заключение
- •Список использованной литературы
- •Приложения
6 Выбор материала для открытой зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
Выбор материала для открытой зубчатой передачи и определение напряжений производится аналогично закрытой зубчатой передачи. Все необходимые данные и расчеты берутся в пункте 4.
7 Расчет открытой зубчатой передачи.
Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес
Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:
(7.1)
где T4 – вращающий момент на валу колеса
коэффициент ширины колеса при симметричном расположении относительно опор:.
Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:
Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем
Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:
Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора:
При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:
. (7.4)
Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .
Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению (5.5):
Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения (5.6):
.
Принимаем: .
Число зубьев колеса:
.
Фактическое передаточное число соответствует:
Отклонение фактического передаточного числа составляет по формуле (5.9)
Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружении имеет вид
где KHV2 – коэффициент динамичности нагрузки зубьев колеса при контактных напряжениях. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости
Этой скорости соответствует 9-я степень точности .
Тогда при скорости 0,586 м/с, 9-й степени точности и твердости зубьев выбираемиз таблицы 3.
Действительное контактное напряжение равно
т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.
Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости (5.12)
- допускается.
Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид (5.13)
Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.
Расчет открытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.