![](/user_photo/2706_HbeT2.jpg)
- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 6
- •4. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи 19
- •4.1. Исходные данные 19
- •5. Эскизное проектирование редукторов общего назначения 28
- •5.1. Исходные данные 28
- •Введение
- •2.1.1.1. Определение мощности на выходном валу привода
- •2.1.1.2 Определение общего кпд привода
- •2.1.2. Расчет частоты вращения вала электродвигателя
- •2.1.2.1.Определение частоты вращения выходного вала
- •2.1.2.2. Определение желаемого передаточного числа привода
- •2.2. Кинематический расчет
- •2.2.1. Разбивка передаточного числа по ступеням
- •3 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач
- •3.1. Исходные данные
- •3.2. Выбор материала и режима термической обработки
- •3.3. Расчет допускаемых напряжений
- •3.3.1. Расчет допускаемых контактных напряжений
- •3.3.2. Расчет допустимых изгибных напряжений
- •4.2.7. Диаметры колес
- •4.2.8. Силы в зацеплении
- •4.2.9. Степень точности передачи
- •4.2.10. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
- •4.2.11. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •5. Эскизное проектирование редукторов общего назначения
- •5.1. Исходные данные
- •5.2. Предварительный расчет валов редуктора
- •5.2.1 Предварительный расчет быстроходных валов
- •5.2.2. Предварительный расчет тихоходных валов
- •5.2.3 Выбор типа подшипников
- •5.2.4 Конструирование зубчатых колес
- •5.2.5. Конструирование корпусов редуктора
- •5.2.6. Эскизное проектирование
- •Список литературы
3.3.1. Расчет допускаемых контактных напряжений
Р
асчет
допускаемых контактных напряжений
производят исходя из следующих
предпосылок. Согласно графику усталостно
–контактного нагружения ( рис. 3.2) в
области моноцикловой контактной
усталости ( на графике область 1) существует
обратно пропорциональная зависимость
между величиной действующих напряжений
–
и количеством циклов до разрешения –
( ниспадающая ветвь графика ). Указанная
тенденция сохраняется до тех пор, пока
величину напряжения при испытаниях не
снизить до значения
( предельного контактного напряжения
). При этом напряжении материал млжет
работать бесконечно долго. Точка перегиба
графика соответствует так называемому
базовому числу циклов –
.
Таким образом, при напряжении материал может работать бесконечно долго. В тоже время использование в качестве допустимого напряжения не всегда целесообразно в силу того, что много детали за все время службы не достигают границы многоцикловой усталости ( = 1…100 млн.цикл.), что позволяет их использовать при повышенных значениях напряжений в соответствии с 1 –й областью графика. К тому же для реальных деталей, при определении допустимых напряжений, обязательно используется коэффициент безопасности, учитывающий всевозможные случайные факторы.
В связи с вышеизложенным расчет допускаемых контактных напряжений проводят по следующим формулам:
(3.1)
(3.2)
где,
– допустимые контактные значения
напряжения для материала шерстини и
колеса соответственно, МПа;
– предельные значения допускаемых
контактных напряжений, определяемые
по таблице 4.3, для материала шерстины и
колеса соответственно, МПа;
– коэффициенты безопасности по контактным
напряжениям, определяемые по таблице
4.3, для материала шестерни и колеса
соответственно;
,
– коэффициенты долговечности по
контактным напряжениям, определяемые
по формуле (3.3) и (3.4), для материала
шестерни и колеса соответственно
Коэффициенты долговечности по своей сути позволяют дифференцированно подойти к шерстине и колесу с учетом реального срока службы и их частота вращения, что определяет число циклов нагружения материала за весь период службы. Фактически коэффициенты и рассчитываются по формулам:
(3.3)
(3.4)
где
,
– базовое количество циклов для материала
шестерни и колеса соответственно (
определяется по таблице 4.2 ),[1.С49] циклов;
,
– число циклов нагружения контактными
нагрузками шестерни и колеса соответственно
( определяется по формуле (3.5) и (3.6)),
циклов;
В связи с тем, что за один оборот каждый зуб шестерни и колеса вступает в контакт один раз, то общее число циклов нагружения за весь период службы зависит от времени работы и частоты вращения вала и может быть определено по формулам:
(3.5)
(3.6)
где
– моторесурс ( чистое время работы )
проектируемой передачи ( определяется
по формуле (3.7)), час;
,
– частота вращения шестерни и зубчатого
колеса соответственно
( см. расчеты в таблице 2.3) [1], об/мин;
– коэффициент реверсивности :
= 1,0 – при нереверсивном режиме работы
( зубья шестерни и колеса всегда работает
с одной стороны).
Моторесурс, если он не известен по заданию, может быть рассчитан по формуле:
(3.7)
где
– количество лет работы, лет;
– коэффициент годового использования;
– коэффициент суточного использования;
– коэффициент продолжительности
включения в течение часа.
(3.8)
(3.9)
(3.10)
Данные необходимые для расчета моторесурса, принимаются самостоятельно с учетом разумных представлений о назначении, условий и режиме работы проектируемого привода.
После расчета коэффициентов долговечности по формулам 3.3 и 3.4 принимают окончательное их значение исходя из ниже следующих ограничений:
1 ≤
≤ 2, 6 при твердости материала HB ≤ 350
1 ≤ ≤ 1,8 при твердости материала HB > 350
После расчета контактных
напряжений
и
по формулам (3.1) и (3.2) проводится
окончательный выбор исходя из следующего
условия.
Цилиндрические зубчатые
передачи с прямыми зубьями при разности
твердости материалов шестерни и колеса
до 50 единиц HB рассчитываются по меньшему
значению
из полученных для шестерни
и колеса
,
т.е. по менее прочным зубьям.