Файл: Введение Кинематический расчет и выбор электродвигателя.docx

На начальном этапе при выборе материала невозможно определить коэффициенты поэтому стандарт рекомендует принимать







Расчётное допускаемое контактное напряжение:



при выполнения условия:





Проверяем условие:



Так как условие не выполняется, то принимаем

3.2.3 Расчёт допускаемых напряжений изгиба.

Допускаемое напряжение изгиба:



где – базовый предел изгибной выносливости материала.

– коэффициент безопасности при действии напряжений изгиба. По [1, стр. 15] принимаем .

– коэффициент, учитывающий срок службы.

– коэффициент, зависящий от шероховатости поверхности зуба.

– коэффициент, зависящий от геометрических размеров передачи.

– градиент напряжения, определяет чувствительность материала к концентрации напряжения. Принимаем



где – базовый предел изгибной выносливости при отнулевом цикле изменения напряжения.

---

– коэффициент, учитывающий технологию изготовления зубчатого колеса.

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

– коэффициент, учитывающий как обработана переходная поверхность зуба.

– коэффициент, учитывающий влияние деформированного упрочнения или электрохимической обработки.

– коэффициент, учитывающий реверсивность работы передачи.












где – показатель кривой усталости. – при . – при .

– число циклов, соответствующее перелому кривой усталости. .



Предварительно рассчитаем значение

---

Принимаем

3.2.4 Проектный расчёт

Межосевое расстояние:



где – расчётный коэффициент. Для косозубых передач

– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Его можно определить с помощью графиков. Принимаем

– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимают в зависимости от расположения колёс относительно опор. По [1, стр. 18] при несимметричном расположении Принимаем



По ГОСТ 2185-66 принимаем .

Модуль передачи:



По ГОСТ 9563-60 принимаем

Ширина колеса:



Принимаем

Ширина шестерни:



Принимаем

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс:



Суммарное число зубьев:



Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого значения.

---

Принимаем

Действительное значение угла наклона зуба:



Число зубьев шестерни:



Принимаем

Число зубьев колеса:



Фактическое передаточное число:



Фактическое передаточное число не должно отличаться от номинального более чем на 4%.

Проверяем отклонение от номинального передаточного числа:



Делительный диаметр шестерни :



Делительный диаметр колеса:



Проверяем межосевое расстояние:



Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:




Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:





Окружная скорость колёс:



По [1, стр.18, табл. 2.5] принимаем степень точности

3.2.5 Силы в зацеплении

Окружная сила:



Радиальная сила:



Осевая сила:

3.2.6 Проверочный расчёт по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

где – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес

---

. Для стальных колес = 190 .

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления. Для косозубых цилиндрических передач:



где – делительный угол профиля в торцевом сечении:



– основной угол наклона зубьев:



– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых передач:



где – коэффициент торцевого перекрытия:



– коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:



где – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По [2, стр. 20, табл.9] принимаем

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. По [2, стр. 18, табл.7] принимаем

---