- •Расчетно-графическая работа
- •Содержание
- •1 Выбор электродвигателя к механическому приводу общего назначения и кинематический расчет привода
- •Состав, устройство и работа привода
- •1.2 Выбор электродвигателя
- •1.2.1 Расчет необходимой мощности электродвигателя
- •1.2.1.1 Определение мощности на выходном валу привода
- •1.2.1.2 Определение общего кпд привода
- •1.2.2 Расчет частоты вращения вала электродвигателя
- •1.2.2.1 Определения частоты вращения выходного вала привода
- •1.2.2.2 Определение желаемого передаточного числа привода
- •1.3 Кинематический расчет
- •1.3.1 Разбивка передаточного числа по ступеням
- •1.3.2 Кинематические расчеты
- •2.3.2 Расчет допустимых изгибных напряжений
- •3.2.2 Расчет модуля передачи
- •3.2.3 Определение уточненных геометрических размеров конической зубчатой передачи
- •3.2.4 Определение сил в конической зубчатой передаче
- •3.2.5 Степень точности передач
- •3.2.6 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
- •3.2.7 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям
2.3.2 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, поэтому расчет допустимых изгибных напряжений производят по формулам:
(2.11)
(2.12)
где – допускаемые изгибным напряжения для материала шестерни и колеса соответственно, Мпа
– предельные значения допускаемых изгибным напряжений, определяемые по таблице 4.3 [1, стр. 50], для материала шестерни и колеса соответственно, Мпа
– коэффициенты безопасности по изгибным напряжениям, определяемые по таблице 4.3 [1, стр. 50], для материала шестерни и колеса соответственно
– коэффициенты долговечности по изгибным напряжениям, определяемые по формулам (2.13) и (2.14)
(2.13)
(2.14)
где m – показатель степени. Принимается:
m = 6 при HB350
m = 9 при HB
цикл – базовое количество циклов при усталостно-изгибном нагружении
– число циклов нагружения изгибными нагрузками шестерни и колеса соответственно, цикл
, при
или
, при
Подставляя значения в формулы, получаем:
МПа
МПа
3 Проектирование конической зубчатой передачи
3.1 Исходные данные
Для расчета используем данные, полученные в 1-ой и 2-ой частях данной работы
3.2 Этапы расчета конических зубчатых передач
3.2.1 Предварительный диаметр внешней делительной окружности колеса
Проектный расчет конической передачи начинают с определения предварительного значения внешнего делительного диаметра колеса по следующей формуле:
(3.1)
где – внешний делительный диаметр конического зубчатого колеса, мм
– коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям, определяется по таблице 6.2 [1, стр.67] в зависимости от – величины коэффициента ширины зубчатого колеса по делительному диаметру, который для конического зацепления может быть определен по формуле (3.2)
– передаточное число проектируемой передачи
– момент на валу зубчатого колеса,
– коэффициент нагрузочной способности конической передачи по контактным напряжениям (для прямозубой - )
– допустимые контактные напряжения для зубчатой передачи, МПа
(3.1)
Подставляя все значения в формулу получаем:
Полученное значение округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров [1, стр.68, таблица 6.3] и окончательно принимаем мм.
3.2.2 Расчет модуля передачи
Определим предварительное значение внешнего диаметра конической зубчатой шестерни
(3.3)
Выбираем ориентировочное число зубьев шестерни [1, стр.82, таблица 7.2]
Определяем число зубьев шестерни по формуле:
[1, стр.82, таблица 7.3]
Округляем до целого числа и получаем
Число зубьев колеса определяем по формуле:
(3.4)
Определим внешний торцовый модуль
Торцовый модуль округляем до стандартного значения [1, стр.69, таблица 6.4] и окончательно принимаем