- •1. Кинематический расчет и подбор электродвигателя
- •1. Общий кпд привода
- •2. Требуемая мощность электродвигателя
- •2. Допускаемые контактные напряжения по формуле
- •3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле
- •4. Предварительное межосевое расстояние по формуле:
- •5. Модуль передачи по формулам:
- •11. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
- •2. Допускаемые контактные напряжения по формуле:
- •3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле:
- •4. Приближенный диаметр внешней делительной окружности шестерни по формуле:
- •5. Уточненное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни по формуле:
- •2. Допускаемые контактные напряжения по формуле:
- •3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле:
- •4. Предварительное межосевое расстояние по формуле:
- •5. Уточненное значение межосевого расстояния по формуле:
2. Допускаемые контактные напряжения по формуле:
Коэффициент долговечности по формуле:
где =0,25 - для среднего равновероятного режима (режим II).
При q = 20.
При q= 20.
Тогда допускаемые контактные напряжения
где SН= 1,2;ZR=1;ZV= 1,08;ZX= 1 (см. главу 7).
где SН= 1,1;ZR =1;ZV = 1,14;ZX = 1 (см. главу 7).
Среднее допускаемое напряжение по формуле:
.
Условие выполняется.
3. Допускаемые напряжения изгиба по формуле:
Коэффициент долговечности по формуле:
здесь при=0,1 - для среднего равновероятного режима (режим II).
qF1- показатель кривой усталости правой ветви (при)
где k= 2,8…3,0 – для закаленных колес.
= 680 МПа - предел выносливости при изгибе из таблицы 6.3;
= 2200…2500 МПа - максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.
где .
при
где k= 2,0…2,2 – для улучшенных колес.
- предел выносливости при изгибе из таблицы 3;
- максимальное значение напряжения изгиба зубчатых колес при кратковременных перегрузках.
Тогда допускаемые напряжения будут
где SF= 1,7;YR= 1,05;= 1;= 1 (см. главу 7).
где SF= 1,75;YR= 1,2;= 1;= 1 (см. главу 7).
4. Приближенный диаметр внешней делительной окружности шестерни по формуле:
где Т1Н=Т1=8,05Нм – вращающий момент на шестерне;
К=25;
.
Окружная скорость на среднем делительном диаметре припо формуле:
По найденной окружной скорости назначаем 8 степень точности (см. табл.4).
Значение коэффициентов иучтены в коэффициентахи.
Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для конических колёс с круговыми зубьями пересчитываются по следующим формулам:
Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку. Для колёс с круговыми зубьями при расчёте на контактную выносливость определяют по зависимости:
– коэффициент внутренней динамики при расчёт колёс с круговыми зубьями на изгиб определяются по стандарту AGMA по следующей формуле:
5. Уточненное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни по формуле:
где Т1H=Т1=8,05 Нм – расчётный крутящий момент на шестерне.
КA=1,25 – коэффициент внешней динамики (см. главу 2).
6. Определяем число зубьев шестерни по формуле:
.
7. Конусное расстояние Re и ширина зубчатого венца b по формуле:
где - угол при вершине шестерни.
мм
8. Модуль передачи торцевой mte для передачи с круговыми зубьями по формуле:
С другой стороны внешний торцевой модуль передачи из условия изгибной прочности зубьев по формуле
где ;
- коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;
= 1,18 - коэффициент внутренней динамики при расчёте на изгиб;
.
Вместо в расчётную формулу подставляют=319,63 МПа.
Из стандартного ряда принимаем =1,5 мм.
Согласно стандартам для передач с круговыми зубьями ГОСТ 19624-74 и ГОСТ 19326-73 смещение будет по формуле
9. Определим число зубьев шестерни и колеса
;
.
10. Окончательные размеры колёс и фактическое передаточное число
Делительные диаметры колёс
мм;
мм.
Внешние диаметры колёс
11. Силы в зацеплении.
Окружная сила на среднем диаметре
где
Осевая сила на шестерне
с круговым зубом
Радиальная сила на шестерне
с круговым зубом
Осевая сила на колесе ;
Радиальная сила на колесе ;
Коэффициенты иприопределяют по формулам:
12. Проверка зубьев колес на контактную выносливость по формуле:
Отклонение
13. Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба по формуле
14. Напряжение изгиба в зубьях шестерни по формуле:
где - эквивалентное число зубьев
Вычисляем коэффициенты YFS1иYFS2, учитывающих формулу зуба и концентрацию напряжений по формуле:
15. Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки
Расчёт производится для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя и поломки зубьев при действии случайного пикового момента Тпик.
Величина максимального контактного напряжения определяется по формуле
гдеКAS = 2 - коэффициент внешней динамической максимальной нагрузки (см. раздел 2);
= 655,3 МПа - контактное напряжение при действииТHрасчётного момента.
Допускаемое максимальное напряжение принимают при закалке ТВЧ
МПа;
16. Значение максимального напряжения изгиба по формуле:
здесь = 204,5 МПа - максимальная величина напряжения изгиба для каждого колеса при расчёте на изгибную выносливость.
Допускаемое максимальное напряжение зубьев колёс
здесь = 650 МПа - предел выносливости при изгибе;
YNmax= 2,5 - максимальное возможное значение коэффициента долговечности при изгибе;
Кst= 1,3 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки;
Sst= 2 - коэффициент запаса прочности.
Условия прочности выполняются.
Расчет тихоходной ступени (II-ой вариант)
Расчет ведется методом эквивалентных моментов.
1. Выбор материалов.Для шестерни выбираем сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердостьHВ 269…302, предел прочности=900 МПа, предел текучести=750 МПа.
Для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость HВ 235…262, предел прочности=790 МПа, предел текучести=640 МПа.
Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 3:
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости
Ресурс передачи по формуле: