- •1 Общий расчет привода
- •Кинематическая схема и ее анализ. Исходные данные
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.3 Кинетический расчет привода
- •1.4 Силовой расчет привода
- •Результаты общего расчета привода
- •2 Расчет прямозубой конической передачи
- •2.1 Расчетная схема. Исходные данные
- •2.2 Выбор материала и термической обработки для колес
- •2.3 Допускаемые контактные напряжения
- •2.4 Допускаемые изгибные напряжения
- •2.5.3 Модуль передачи
- •2.5.4 Число зубьев конических колес
- •2.5.5 Фактически передаточное число
- •2.5.6 Размеры колес конической передачи
- •2.5.7 Силы в зацеплении
- •2.5.8 Степень точности зацепления
- •2.6 Проверочный расчет зубьев конического колеса
- •2.6.1 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
- •2.6.2 Проверка зубьев конического колеса по контактным напряжениям
- •Результаты расчета прямозубой конической передачи
2.4 Допускаемые изгибные напряжения
Допускаемые напряжения изгиба определяются отдельно для колеса [σ]F2 и шестерни [σ]F1 по формуле:
[σ]F = KFL[σ]FO, (2.5)
где [σ]FO - допускаемые предельные напряжения изгибной выносливости зубьев, соответствующие базовым числам циклов нагружений при расчете на изгиб NFO = 4∙ 106, выбираются по таблице 17[4] в зависимости от средней твердости колес HBср.
Для нашего случая: [σ]FO =1,03НВср.
KFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб, KFL = 1,0 при
N ≥ 4 ∙ 106; при других значениях N рассчитывается по формуле:
KHL = ≤ KFLmax, (2.6)
где m - показатель степени, m = 6 при ТО улучшение и m = 9 при ТО закалка.
Максимальное значение коэффициента KFLmax при ТО улучшение KFLmax= 2,08; при ТО закалка KFLmax= 1,63.
Так как действительные числа циклов перемены напряжений:
N2 = 720∙106 > 4∙ 106 , то KFL2 = 1,0;
N1 = 2600 ∙ 106 > 4∙ 106 , то KFL1 = 1,0.
Допускаемые изгибные напряжения для колеса и шестерни определяются по формулам:
[σ]F1 = KFL1 [σ]FO1 = 1,03∙450 = 464 Н/мм2;
[σ]F2 = KFL2[σ]FO2 = 1,03∙285,5 = 294 Н/мм2.
Для дальнейших расчетов принимается: [σ]F2 = 294 Н/мм2 и [σ]F1 = 464 Н/мм2.
2.5 Проектировочный расчет конической прямозубой передачи
2.5.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса
Предварительный диаметр внешней делительной окружности колеса определяется из условия контактной прочности зубьев по формуле:
d'e2 ≥ 165 ≥ 165 мм (2.7)
где KHβ = 1,0 - коэффициент концентрации нагрузки,
u - передаточное число;
[σ]Н - допускаемое контактное напряжение, Н/мм2 (МПа);
T2 - вращающий момент на выходном валу, Н∙мм.
2.5.2 Углы делительных конусов колеса и шестерни,
конусное расстояние и ширина колес
Углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2 определяются по формулам (таблица 24 [4]):
δ2 = arctg u = arctg 2,38 = arctg(0,42) = 67,2°;
δ1 = 90º - δ2 = 90º - 67,2° = 22,8°. (2.8)
Конусное расстояние колес:
Re = мм. (2.9)
Ширина зубчатого венца колес b:
b = 0,285∙Re = 0,285∙83 = 23,7 мм. (2.10)
Округляя полученное значение до целого, принимаем b = 24 мм.
2.5.3 Модуль передачи
Внешний окружной модуль передачи рассчитывается по формуле:
me ≥ ,
где [σ]F2 - допустимое изгибное напряжение колеса;
KFβ = 1 - коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся прямозубых колёс;
T2 - вращающий момент на выходном валу, Н∙мм;
d'e2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм.
Полученное значение модуля округляется в большую сторону до ближайшего стандартного значения, приведенного в таблице 19 [4], т.е. me = 1,5 мм.