
- •Введение
- •1 Определение основных исходных данных
- •2 Подготовка данных для ввода в эвм
- •3 Выбор и обоснование оптимального варианта конструкции
- •4 Кинематический расчет редуктора
- •5 Статическое исследование редуктора р исунок 4 - Составляющие полного усилия в зацеплениях передач
- •5.2. Определение усилий в зацеплении.
- •5.3. Определение реакций опор.
- •6 Геометрический расчет зубчатых передач
- •7 Расчет зубчатых передач
- •7.1 Выбор материала и термообработка зубчатых колес
- •7.2.1 Допускаемые контактные напряжения для тихоходной ступени
- •7.2.2 Допускаемые контактные напряжения для быстроходной ступени
- •7.2.3 Допускаемые изгибные напряжения для тихоходной ступени
- •7.2.4 Допускаемые изгибные напряжения для быстроходной ступени
- •7.3 Проверочный расчет на прочность
- •7.3.1 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям тихоходной ступени
- •7.3.2 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям быстроходной ступени
- •7.3.3 Проверка зубьев колес по напряжению изгиба тихоходной ступени
- •7.3.4 Проверка зубьев колес по напряжению изгиба быстроходной ступени
- •8 Проектирование валов
- •Р исунок 8 - Окончание тихоходного вала
- •9 Проектирование зубчатых колёс
- •9.1 Основные конструктивные размеры косозубого колеса быстроходной ступени
- •9.2. Основные конструктивные размеры косозубого колеса тихоходной ступени
- •10 Подбор подшипников для валов
- •10.1 Проверка подбора и определение ресурса подшипников промежуточного вала
- •11 Расчет шпонок
- •12 Расчет промежуточного вала
7.2.2 Допускаемые контактные напряжения для быстроходной ступени
Для колеса по таблице 8,9[3] определяем:
=2·HB+70;
=2·355+70=780 (МПа);
=1,1
Коэффициент долговечности определяем по формуле 8,61[3].
= ;
где NHG1 = 30HB 2,4=30355 2,4 =39,610 6;
NHE1 – эквивалентное число циклов;
NHE1 = NH μH = 60 nw n2 Lh H =60111050000,18=5,94106;
где nw – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, nw = 1;
n1 – соответствующая частота вращения;
Lh – ресурс привода;
H – коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [3] в зависимости от категории ре
жима.
Рассчитаем коэффициент долговечности:
;
Допускаемые контактные напряжения:
Для шестерни по таблице 8,9[3] определяем:
=2HВ+70;
=2367+70=804 (МПа);
=1,1
Коэффициент долговечности.
= ;
где NHG2 = 30НВ 2,4 =30 3672,4=42,9106
NHE2 – эквивалентное число циклов, соответствующее
NHE2 = NH μH = 60 nw n3 Lh H =60171650000,18=38,710 6;
Рассчитаем коэффициент долговечности:
;
Допускаемые контактные напряжения:
7.2.3 Допускаемые изгибные напряжения для тихоходной ступени
Допускаемое напряжение изгиба определим по формуле:
,
где σFlim – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
YА – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при односторонней нагрузке KFC=1);
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной кривой.(YR = 1 при шероховатости RZ 40 мкм);
YN – коэффициент долговечности;
SF – коэффициент безопасности;
Рассчитаем пределы выносливости для колеса и шестерни (табл.8.9 [3]);
σFlim1 = 1,8НВ = 1,8350 = 630 (МПа);
σFlim2 = 800 (МПа);
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса
SF = 1,75 по табл.8.9 [3];
Коэффициент долговечности определим по формуле :
- для колеса;
- для шестерни,
где NFG = 410 6 – базовое число циклов;
NFE – эквивалентное число циклов;
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
NFE =μF Nк,
где μF – коэффициент эквивалентности по табл.8.10 [3],
для шестерни: μF = 0,038;
для колеса: μF = 0,038.
Nк – число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
Nк = 60сnLH,,
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
n – частота вращения;
LH – ресурс;
NFE1 =μF1 Nк1 = 60сn1LH μF1 = 60132,950000,038 = 0,37510 6;
NFE2 =μF2 Nк2 = 60сn2LH μF2 = 60111050000,038= 0,52810 6;
Получим:
Допускаемые изгибные напряжения равны:
7.2.4 Допускаемые изгибные напряжения для быстроходной ступени
Рассчитаем пределы выносливости для колеса и шестерни (табл.8.9 [3]);
σFlim1 = 1,8НВ = 1,8355 = 639 (МПа);
σFlim2 = 1,8НВ = 1,8367 = 661 (МПа);
Принимаем значение коэффициентов безопасности для шестерни и колеса
SF = 1,75 по табл.8.9 [3];
Коэффициент долговечности определим по формуле :
- для колеса;
- для шестерни,
где NFG = 410 6 – базовое число циклов;
NFE – эквивалентное число циклов;
Эквивалентное число циклов определим по формуле:
NFE =μF Nк,
где μF – коэффициент эквивалентности по табл.8.10 [3],
для шестерни: μF = 0,038;
для колеса: μF = 0,038.
Nк – число циклов перемены напряжений за весь срок службы;
Nк = 60сnLH,,
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса;
n – частота вращения;
LH – ресурс;
NFE1 =μF1 Nк1 = 60сn1LH μF1 = 60111050000,038 = 1,2510 6;
NFE2 =μF2 Nк2 = 60сn2LH μF2 = 60171650000,038= 8,1610 6;
Получим:
Допускаемые изгибные напряжения равны: