- •Выбор электродвигателя и кинематических параметров привода.
- •1.1. Выбор электродвигателя.
- •Расчет зубчатой передачи.
- •2.1. Выбор материалов и допускаемых напряжений.
- •2.2. Определение допускаемых напряжений.
- •2.2.1. Допускаемые контактные напряжения:
- •2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.
- •2.3. Определение геометрических размеров передачи.
- •2.3.1. Ориентированное межосевое расстояние передачи определим по формуле:
- •2.3.2. Модуль, числа зубьев колеса и шестерни, коэффициенты смещения.
- •2.3.3. Ширина зубчатых венцов и диаметры колес.
- •2.3.3. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи.
- •2.4. Проверочный расчет передачи.
- •2.4.1. Проверка контактной прочности зубьев:
- •2.4.2. Проверка изгибной прочности зубьев.
- •2.5. Определение сил в цилиндрической прямозубой передаче:
- •Исходные данные и результаты расчета параметров клиноременной передачи.
- •Выбор редуктора.
- •Выбор муфт.
- •Выбор подшипников ведомого вала.
- •Конструирование сварной рамы и выбор болтов.
- •Проверка прочности шпоночных соединений на ведомом валу.
- •Библиографический список.
2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.
,
где σFlimj - предел изгибной выносливости зубьев;
SFj - коэффициент безопасности;
KFCj – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
KFLj – коэффициент долговечности,
КFLj = 1,
где qj - показатель степени кривой усталости , NFO=4*106 – базовое число циклов при изгибе.
Пределы изгибной выносливости зубьев:
sF limj=1.75 HBj
sF limВ1 = 1,75 · HB1=1,75 · 285,5= 499,62 МПа,
sF limВ2 = 1,75 · НВ2 =1,75· 248,5 = 434,87 МПа.
Коэффициенты безопасности при изгибе:
SFj = 1,7 ;
Для реверсивного привода:
KFС = 0,65.
Базовое число циклов:
NF0=4 · 106
Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе:
NFEj = µFj · N∑j ,
Коэффициенты эквивалентности для постоянного режима работы µFj = µFj =1;
тогда: NFE1 = 1 · 3,7 · 108 = 3,7 · 108,
NFE2 = 1 · 0.926 · 108 = 0,926· 108.
Поскольку NFE1>NFO, принимаем KFLj=1,
Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:
= = 191,03 МПа,
= = 166,3 МПа.
2.3. Определение геометрических размеров передачи.
2.3.1. Ориентированное межосевое расстояние передачи определим по формуле:
aw = Ка · (U + 1) · ,
где Ка = 450 для прямозубых передач.
Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем = 0,315 Коэффициент контактной нагрузки =1,2,
aw = 450 · (4+1) · = 149 мм.
Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения табл. 6.1
aw = 160 мм.
2.3.2. Модуль, числа зубьев колеса и шестерни, коэффициенты смещения.
Ориентированный модуль принимаем из диапазона:
;
Окончательно по ГОСТ 9563-60 принимаем m=2.
Общее число зубьев определим по формуле:
;
Число зубьев шестерни определим по формуле:
.
Число зубьев колеса:
Определим фактическое передаточное число по формуле:
Определим погрешность при определении передаточного числа:
Учитывая, что Z1>17, принимаем коэффициенты смещения Х1=0 и Х2=0