Расчет привода при выборе двигателя АИР100S4

Страницы работы

29 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхности зубьев:

,

Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы L:

,

.

Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса

,

Коэффициент ZR, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колес пары с более грубой поверхностью зависимости от параметра шероховатости (ZR=1).

Коэффициент Zυ учитывает влияние окружной скорости. При НB≤350HB

,

Значение коэффициента КHv внутренней динамической нагрузки для прямозубых конический колес выбирают в зависимости от степени точности и твердости поверхности зубьев колеса (КHv=1,15).

Коэффициент К учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Для конических колес с прямыми зубьями

где К0 – коэффициент, определяемый в зависимости от отношения ψbd=b/de1, твердости зубчатых колес и расположения передачи относительно опор. Так как ширина зубчатого венца b и диаметр шестерни de1еще не определены, значение коэффициента ψbd вычисляют ориентировочно:

К0=1,5

Находим значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

→ 36 мм

Находим значение диаметра внешней делительной окружности колеса:

.

Округляем полученное значение по нормальному ряду до 160мм.

Уточняем значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

.

2.3 Конусное расстояние и ширина зубчатого венца

Угол делительного конуса шестерни

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца

b= 0,285Re=0,285∙82,46=23,5→ 25 мм

2.4 Модуль передачи

Внешний торцовый модуль передачи для конических колес с прямыми зубьями

Значение коэффициента КFv внутренней динамической нагрузки для прямозубых колес выбирают в зависимости от точности (КFv=1,30).

Коэффициент К учитывает неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца. Для конических передач с прямыми зубьями

К= К΄=0,18+0,82 К0=0,18+0,82∙1,5=1,41

Вместо [σ]F в расчетную формулу подставляют меньшее из значений [σ]F1 и [σ]F2. Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности, шероховатости поверхности выкружки и реверса нагрузки:

Предел выносливости σFlim вычисляют по эмпирическим формулам:

 МПа,

 МПа.

Минимальное значение коэффициента запаса прочности для улучшенных зубчатых колес SF=1,7.

Коэффициент долговечности YN учитывает влияние ресурса при условии 1≤YNYNmax:

где YNmax1=4 и q1=6 для улучшенных зубчатых колес,  YNmax2=2,5 и q2=9 для закаленных зубчатых колес. Число циклов, соответствующее кривой усталости, NFG=4·106.

Назначенный ресурс Nk вычисляют так же, как и при расчетах по  контактным напряжениям.

Nk1= 23,6∙107

Nk2=43∙106

В соответствии с кривой усталости напряжения σF не могут иметь значений меньших σFlim. Поэтому при Nk>NFG принимают Nk=NFG.Следовательно YN=1.

Коэффициент YR, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями принимают равным единице.

Коэффициент YA  учитывает влияние двухсторонней нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки YA =1.

Вычисляем значение модуля передачи:

Округляем значение модуля до 1.

2.5 Числа зубьев

Определим число зубьев шестерни (z1) и колеса (z2):

.

2.6 Фактическое передаточное число

Значение фактического передаточного числа не должно отличатся от  заданного не более чем на 3% для конических редукторов.

2.7 Окончательные значения размеров колес

Вычисляем углы делительных конусов шестерни и колеса:

Вычисляем делительные диаметры колес:

Вычисляем внешние диаметры колес:

,

.

Где хе1  – коэффициент смещения для шестерни,

хе1=0,43,

хе2 коэффициент смещения инструмента для колеса,

хе2=- 0,43.

2.8 Размеры заготовки колес

Для конических шестерни и колеса вычисляют размеры заготовки:

Полученные расчетом значения размеров заготовки сравнивают с предельными размерами.

2.9 Силы в зацеплении

Окружная сила на среднем диаметре шестерни:

Осевая сила на шестерне:

МПа

где α=20˚.

Радиальная сила на шестерне:

МПа

Осевая сила на колесе:

МПа

Радиальная сила на колесе:

МПа

2.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное контактное напряжение

2.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

Значение коэффициента YFS2, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, принимают в зависимости от приведенного

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
657 Kb
Скачали:
0