- •1.2.Определяем передаточное число привода и его ступеней
- •1.3 Определяем силовые и кинематические параметры привода
- •2.2. Определение контактных и изгибных напряжений
- •2.3Проектный расчет червячной передачи
- •2.4 Проверочный расчет червячной передачи
- •3.2 Определение допускаемых контактных напряжений.
- •3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба , .
- •3.4.Проектный расчет зубчатой передачи.
- •3.5Проверочный расчет зубчатой передачи.
- •4.2.Определение сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.
- •5.3.3. Определим геометрические параметры тихоходного вала
- •7.2 Определение реакций в опорах подшипников промежуточного вала
- •7.3 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала
- •9.1.2 Определим напряжения в месте червяка , , по формуле [1]
- •9.2 Проверочный расчет промежуточного вала
- •9.3 Проверочный расчет тихоходного вала
- •10 Проверочный расчет подшипников
- •11 Тепловой расчет редуктора
- •12 Расчет элементов крышки редуктора
- •1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода……….………………….
3.2 Определение допускаемых контактных напряжений.
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни , и колеса , в следующем порядке.
Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам [1]
; (56)
, (57)
где — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;
N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы и определяется по формуле [1]
, (58)
где ω - угловая скорость соответствующего вала, c-1;
— срок службы привода (ресурс), ч .
, (59)
.
, (60)
Для нормализованных или улучшенных колес ; для колес с поверхностной закалкой .
Так как , то принимаем = 1.
По определим число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости:
циклов;
циклов.
Так как , то = 1
.
По определим допускаемое контактное напряжение , и , , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений и по формулам [1]
, (61)
;
, (62)
.
Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни , и колеса , , по формулам [1]
, (63)
;
, (64)
.
Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса и твердости зубьев колеса рассчитывают по среднему
допускаемому контактному напряжению по формуле [1]
(65)
.
При этом не должно превышать 1,23 для цилиндрических косозубых колес
.
3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба , .
Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба и .
Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам [1]
; (66)
, (67)
где - число циклов перемены напряжений для всех сталей,
соответствующее пределу выносливости;
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).
При твердости ; при твердости . Если то принимают по .
Так как и , то по .
Определим допускаемое напряжение изгиба , и , , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений по :
- предположим что , то ,
.
Определим допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни , и колеса , , по формулам [1]
(68)
;
(69)