- •Кинематический расчет и выбор электродвигателя.
- •Выбор материалов зубчатых колес.
- •Расчет на контактную прочность.
- •Расчет валов.
- •Расчет вала на жесткость (на примере тихоходного вала).
- •Расчет вала на статическую прочность(на примере тихоходного вала).
- •Подбор подшипников.
- •Расчет шпоночных и шлицевых соединений.
- •Подбор муфты.
- •Расчет элементов корпуса.
Расчет на контактную прочность.
При проектном расчете закрытых прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых передач основные размеры этих передач определяются расчетом на контактную прочность.
Если колесо и шестерню предполагается изготовить из стали, то расчетные формулы, разрешенные относительно межосевого расстояния , имеют следующий вид:
=
= (2,2 +1)=100мм
В этих формулах:
= передаточное число рассчитываемой передачи;
- допускаемое контактное натяжение для материала шестерни или колеса (менее прочного), Н/мм);
ψва - относительная ширина передачи, выбираемая в пределах:
ψва = 0,2...0,4 - для прямозубых передач,
ψва - 0,2...0,6 - для косозубых передач.
Причем меньшие значения принимаются для быстроходной ступени, а большие - для тихоходной ступени;- момент на колесе рассчитываемой передачи, Н·мм,- коэффициент нагрузки для расчета по контактным напряжениям, представляющий собой произведение двух коэффициентов:
= ·, где- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта,- коэффициент динамической нагрузки.Коэффициент неравномерности распределения нагрузки при расчете по контактным напряжениям (KHB) при переменной нагрузке может быть взят из графиков, представленных на рис.1
Значения коэффициента динамической нагрузки при расчете по контактным напряжениям () приведены в табл.5
Табл.5
Рис1
Задаемся числом зубьев шестерни и определяем число зубьев колеса
= ·
В прямозубых передачах число зубьев шестерня можно задать
= 20…30
= 25, =·=25*2,2=55
Определяем модуль зацепления:
Полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного .
Таблица по ГОСТ 9563_80:
Ряд стандартных модулей зубчатых передач :
0,3 |
1 |
(2,75) |
4,5 |
9 |
0,4 |
1,25 |
3 |
5 |
10 |
0,5 |
1,5 |
(3,25) |
5,5 |
11 |
0,6 |
1,75 |
3,5 |
6 |
12 |
0,7 |
2 |
(3,75) |
6,5 |
13 |
0,8 |
2,25 |
4 |
7 |
14 |
|
2,5 |
(4,25) |
8 |
15 |
Примечание. Значение модулей, указанные в скобках, применять нежелательно.После округления модуля до стандартного значения нужно уточнить межосевое расстояние:
= m/2 *(z1+z2)=2,5/2(25+55)=100 мм
Определяем диаметры колес:
= m·= 2,5*25=62,5мм
= m·=2,5*55=137,5мм
делительные диаметры
= +2m =62,5 +5=67,5мм
= +2m =137,5+5=142,5
диаметры вершин
=-2.5m =62,5-6,25=56,25
= -2.5m=137,5 – 6,25=131,25
диаметры впадин
Определяем ширину колеса b =·. =0,4*100=40мм
Ширина шестерни обычно выполняется несколько больше (на 4-6мм) ширины колеса для компенсации возможных неточностей сборки.
b1= b +4=44мм
Подсчитывается окружная скорость в зацеплении:
м/с, По данной скорости уточняем значение коэффициента , а затем=·=1,025*1,18= =1,2095
В соответствии с уточненными значениями межосевого расстояния . и коэффициента нагрузкипроизводим проверку фактических контактных напряжений по формулам:
= =
=675Мпа , Δ==<5%
Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи заканчивается проверкой прочности зубьев на изгиб. Проверка прочности зубьев на изгиб проводится по формуле:
В этих формулах: b, m, - ширина передачи, мм; модуль передачи, мм; момент на колесе рассчитываемой передачи, Н·мм; число зубьев колеса
–коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям, представляющий собой произведение двух коэффициентов:
= ·=1,25, коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта,- коэффициент динамической нагрузки.
- коэффициент, учитывающий форму зуба. Этот коэффициент может быть найден в табл.6
Табл6
Вывод : на примере тихоходной передачи произвели ее расчет:определили допускаемое контактное и изгибное напряжения,марку стали колес(щестерни),произвели расчет зубьев на прочность.