- •Пояснительная записка
- •Содержание
- •1. Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
- •2. Определение передаточного числа привода и его ступеней
- •3. Определение силовых и кинематических параметров привода
- •4. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений
- •4.2.Определение допускаемых контактных напряжений []н, н/мм2
- •4.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2
- •5.Расчет зубчатых передач редукторов. Предварительный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •5.1.Определяем ориентировочный начальный диаметр шестерни:
- •6. Расчет клиноременной передачи
- •Проверочный расчет
- •7. Определение сил в зацеплении
- •8. Разработка чертежа общего вида редуктора
- •9. Расчетная схема валов редуктора
- •10. Проверочный расчет подшипников
4.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КFL1=KFL2=
где NF0=4106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка)
Т.к. N1>NF0 и N2> NF0, то КFL1= KFL2=1
б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]F01 и [σ]F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:
для шестерни [σ]F01=1,03 НВ=1,03285,5=294,065
для колеса [σ]F02=1,03 НВ2ср=1,03248,5=255,955
в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2:
для шестерни [σ]F1= КFL1[σ]F01=1294,065=294,065
для колеса [σ]F2= KFL2[σ]F02=1255,955=255,955
цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]F и из полученных для шестерни []F1и колеса [σ]F2, т.е. по менее прочным зубьям
[σ]F=[σ]F2=255.955Н/мм2
Для реверсивных передач [σ]F=255,9550,75=191,97
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термо – обработка |
НВ |
в |
-1 |
[σ]Н |
[σ]F |
Sпред |
НВ2ср |
Н/мм2 |
||||||
Шестерня
Колесо |
Сталь40Х |
125мм
125мм |
Улучшение
Нормализация |
285,5
248,5 |
900
790 |
410
375 |
580,9
514,3 |
294,1
255,96 |
5.Расчет зубчатых передач редукторов. Предварительный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
5.1.Определяем ориентировочный начальный диаметр шестерни:
,
а) Kцн– вспомогательный коэффициент для цилиндрических зубчатых передач, выбираемый в зависимости от принятой твердости рабочих поверхностей зубьев; в данном случае (вращающий момент на колесе Нм, передаточное число u=6,3),тогда (для непрямой формы зубьев колес);
б) - коэффициент твердости рабочих поверхностей зубьев: для данных условий
знак “+” в формуле- для внешнего зацепления.
мм
мм
5.2. Определяем ориентировочную величину модуля зацепления m, мм:
,
где а) – угол наклона зубьев, выбираем в интервале (8). Назначаем;
б)z-число зубьев шестерни, назначаемое в зависимости от числа оборотов: для n=950 об/мин,18≤z≤20.Выбираем z=20
=2,34 (мм)
Полученное значение округляем до стандартного: m=2,5 мм (СТ СЭВ 267-76)
в)Число зубьев на колесе- округляем до целого:
5.3Диаметр начальной окружности шестерни и колеса с точностью до трех знаков после запятой:
(мм)
(мм)
5.4Ширина шестерни и колеса:
(мм)
По ГОСТ 6636-69*(Ra40) округляем до стандартного значения b=71 мм
(мм)
5.5Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:
(мм)
(мм)
5.6Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
(мм)
(мм)
Результаты заносим в сводную таблицу:
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|
Диаметр |
Делитель - ный |
||
Вершин зубьев |
|||
Впадин зубьев |
|||
Ширина венца |
5.7Определяем межосевое расстояние:
(мм)