![](/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
3.3.2. Расчет допустимых изгибных напряжений
Расчет допустимых изгибных напряжений проводится исходя из тех же предпосылок, что и расчет допустимых контактных напряжений, потому что усталостно-изгибная долговечность ( число циклов нагружения до разрушения) имеет аналогичную зависимость от величины изгибных напряжений что и при контактно-усталостном нагружении (см. рис. 4.2),[2] поэтому расчет допустимых изгибных напряжений производят по формулам:
(3.11)
(3.12)
где
– допустимые изгибные значения напряжения
для материала шестерни и колеса
соответственно, МПа;
– предельные значения допускаемых
изгибных напряжений, определяемые по
таблице 4.3, для материала шерстины и
колеса соответственно, МПа;
– коэффициенты безопасности по изгибным
напряжениям, определяемые по таблице
4.3, для материала шестерни и колеса
соответственно;
,
– коэффициенты долговечности по изгибным
напряжениям, определяемые по формуле
(3.14) и (3.15), для материала шестерни и
колеса соответственно.
Коэффициенты долговечности рассчитываются по формулам:
(3.14)
(3.15)
где m –
показатель степени. Принимается:
m = 6 при твердости материала HB ≤ 350;
m = 9 при твердости материала HB > 350.
цикл –базовое количество циклов при
усталостно-изгибном нагружении (одинаково
для всех материалов);
,
–
число циклов нагружения изгибными
нагрузками шестерни и колеса соответственно,
цикл.
(3.16)
(3.17)
После расчета коэффициентов по формулам 3.14 и 3.15 принимают окончательное их значение с учетом следующих ограничений:
1 ≤
≤ 2, 08 при твердости материала HB ≤ 350
1 ≤ ≤ 1,63 при твердости материала HB > 350
4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1. Исходные данные
Исходными данными для расчета цилиндрической зубчатой передачи является: результаты кинематического расчета, выполненного ранее, и значения допустимых контактных и изгибных напряжений, определенных по методике, изложенный в главе 3
4.2. Этапы расчета цилиндрической зубчатой передачи
4.2.1. Межосевое расстояние
Межосевое расстояние
(
) рассчитывают по формуле
(4.1)
где – межосевое расстояние, мм;
– коэффициент, учитывающий тип передачи
( для прямозубых
);
– передаточное число проектируемой
передачи ( принимается по результатам
окончательной разбивки передаточного
числа по ступеням см. таблицу 2.3)
– момент на валу зубчатого колеса (
принимают по результатам кинематического
расчета см. таблицу 2.3),
[стр38]
– допустимое контактное напряжение зубчатой передачи см.п. 3.2.1, МПа;
– коэффициент ширины зубчатого колеса
по межосевому расстоянию принимается
по таблице 6.1 из ряда стандартных чисел:
0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; [стр 67]
– коэффициент концентрации нагрузки
по контактным напряжениям ( учитывает
неравномерность распределения давления
по длине зуба), определяется по таблице
6.2 в зависимости от коэффициента ширины
зубчатого колеса по длительному диаметру
, который может быть найден по
формуле
(4.2)
Вычисление по формуле 4.1 значение межосевое расстояния округляют в большую сторону до стандартного : 25, 28, 32, 36, 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315,355, 400, 450, 500, 560, 630, 710.
4.2.2. Предварительные основные размеры колеса
На рис. 4.1 представлены основные геометрические параметры
Рис.4.1. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.
Делительный диаметр
колеса (
)
рассчитывается по формуле
(4.3)
где
Ширина колеса (
)
(4.4)
Ширина шестерни (
)
(4.5)
Ширина шестерни и колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до стандартного (см. таблицу 6.3) [стр 68]
4.2.3. Модель передачи
Модуль передачи m в мм можно ориентировочно рассчитать по формуле
(4.6)
Рассчитанное по формуле 4.6 значение m округляют в ближайшую сторону до стандартного, пользуясь таблицей 6.4.[стр 69]
4.2.4. Угол наклона и суммарное число зубьев
Здесь необходимо отметить
что расчет для косозубых и прямозубых
передач аналогичен, так как у последних
угол наклона зубьев
.
Рассчитывается минимальный угол наклона зубьев:
Прямозубые передачи –
Далее с учетам
определяется суммарное число зубьев
шестерни и колеса по формуле
(4.7)
4.2.5. Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
:
(4.8)
Значение округляют в ближайшую сторону до целого с учетом следующих ограничений:
–
для прямозубой передачи
Число зубьев колеса (
) :
(4.9)
4.2.6. Фактическое передаточное число
Фактическое передаточное число с учетом найденных значений чисел зубьев определяется по формуле:
(4.10)
Отклонение от заданного передаточного числа u ( см. результаты кинематических расчетов ) определяется так:
(4.11)
Отклонение
не должно превышать 4%. В противном случае
необходимо произвести корректировку
.