Кінематичний розрахунок привода металорізальних верстатів

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти та науки України

Сумський Державний Університет

Кафедра «Технології машинобудування

верстатів та інструментів»

Розрахунково графічна робота

На тему: «Кінематичний розрахунок привода металорізальних верстатів»

Виконав: Антонов А.П.

Група: ВІ-11/1

Перевірив: Коротун М.М.

Суми 2015



Зміст

1. Вибір структурної формули привода

2. Визначення кількості валів у приводі

3. Виконання первісного варіанта кінематичної схеми

4. Складання структурних формул у розгорнутому вигляді

5. Побудова структурних сіток

6. Аналіз структурних сіток

7. Побудова графіка частот обертання шпинделя

8. Визначення кількості зубців зубчатих коліс

9. Підрахування фактичних частот обертання шпинделя

10. Виконання розрахунку пасової передачі

11. Оцінка точності кінематичного розрахунку

12. Кінцевий варіант кінематичної схеми привода

13. Проектний розрахунок

14. Розрахунок валів

15. Початок компонування коробки швидкостей

16. Уточнюючий (перевірний) розрахунок валів

17. Геометричний розрахунок зубчатих коліс

18. Силові розрахунки

19. Список використаної літератури



Виконати кінематичний розрахунок приводу головного приводу верстата за такими вехідними данними:

Z₁=16; n₁=31,5хв^-1; ц=1,26; n_дв=970хв^-1

Мета розрахунково-графічної роботи

Кінематичний розрахунок приводів верстатів із ступінчастим регулюванням частот обертання виконують при проектуванні обладнання. У відповідності до навчального процесу проектування приводів виконують під час курсового проектування, при втиконанні самостійної (індивідуальної) роботи. Тому ознайомленнґ з методикою виконаннґ кінематичного розрахунку є актуальним.

Послідовність виконання розрахунку

1. Вибирають структурну формулу привода.

2. Визначають кількість валів у приводі.

3. Виконують первісний варіант кінематичної схеми.

4. Складають структурні формули у розгорнутому вигляді.

5. Будують структурні сітки.

6. Виконують аналіз структурних сіток.

7. Будують графік частот обертання шпинделя.

8. Визначають кількість зубців зубчастих коліс.

9. Підраховують фактичні частоти обертання шпинделя.

10. Виконують розрахунок пасової передачі.

11. Оцінюють точність кінематичного розрахунку.

12. Виконують кінцевий варіант кінематичної схеми.

Виконання кінематичного розрахунку



1. Вибір структурної формули привода

Структурна формула приводу має такий вигляд:

Z=P₁*P₂*P₃*..*P_i

Де Z - кількість швидкісних ступенів привода.

Р - кількість переключень (передач) у групі

Для нfшого випадку:

Z=2•2•[1+3(4)]

Z=2(1)•2(2)•[1+3(4)]

Z=2(2)•2(1)•[1+3(4)]

Слід зазначити, що з точки зору математики формули рівнозначні, тому що відповідають вимогам Z=12.

Оптимальним варіантом є такий:

Z=2(1)•2(2)•[1+3(4)]

Цей варіант є найменш громіздким і економічно доцільнішим, так як така форма потребує меншу кількість валів і внаслідок чого меншу кількість підшипників, кришок, ущільнень, тощо, що покращує економічну доцільність привода

Z=2(2)•2(1)•[1+3(4)]

Цей варіант є менш доцільним економічніше проте він має перед попереднім наступну перевагу:

Цей варіант має найменшу кількість перемикань на шпінделі.

Вибираємо перший варіант Z=2(1)•2(2)•[1+3(4)]

2. Визначення кількості валів у приводі

Із структурною формулою повязана можливість визначення кількості валів у приводі верстата. Ця формула має такий вигляд:

B=m+1

Де m - кількість груп передач привода. Для структурної формули

Кількість валів B=5

3. Виконання первісного варіанта кінематичної схеми

Рисунок 1 - Первіснрий варіант кінематичної схеми привода верстата

4. Складання структурних формул у розгорнутому вигляді.

Основна група - це така група, яка переключається кожного разу для отримання наступної частоти обертання наступної частоти обертання шпинделя. Перша група множини вмикається тоді, коли вичерпані усі можливі переключення основної групи. Друга група множини вмикається після того, коли вичерпані усі можливі переключення 1 - ї групи множини і т.д. З точки зору математики будь - яка може виконувати роль основної, 1 - ї множини, 2 - ї множини і т.д. Для того щоб групи розрізняти математично, існує поняття характеристики групи. Для основної групи характеристика дорівнює 1. Для першої групи множини характеристика дорівню кількості переключенб основної групи. Для другої групи множини характеристика дорівню множині переключень основної та першої груп. Наведене вище правило краще розглянути у вигляді таблиці 1.

Таблиця 1 - Визначення характеристики групи

Група	Познач. групи	Переключення	Характеристика
Основна	О	P1	X0 = 1
1 - ї множини	І	P2	X1 = P1
2 - ї множини	ІІ	P3	X2 = P1· P2

Структурна формула у розгорнутому вигляді містить в собі й характеристику і має такий вигляд:

Z=P₁(x₁)·P₂(x₂) ·P₃(x₃) ·…· P_m(x_m).

Залежно від того, до якої групи належить характеристика, її значення визначають за наведеним правилом та з таблиці 1. Кількість структурних формул визначається залежністю: К_стф = m!, де m-кількість груп переключення. Для трьох груп переключення m! m!, = 1·2·3= 6, тобто розгорнутих структурних формул 6.

Отримуємо наступні структурні формули:

1) Z=2 (1) ·2 (2) ·[1+3(4)]

ІІ І О

2) Z=2 (2) ·2 (1) ·[1+3(4)]

І ІІ О

Цим математичним формулам відповідають графічні відображення їх і які мають назву структурних сіток.

5. Побудова структурних сіток

Структурні сітки - це симетричні діаграми, які відображають структурні формули у розгорнутому вигляді і вказують кількість валів привода, кількість груп переключень, характер переключень залежно від того, яку роль відіграє група (основну, 1 - ї множини, 2 - ї і т.д.). Сітка будується на фоні обо на полі сітки, яке, у свої чергу, складається із горизонтальних ліній, що визначають вали, та вертикальних, що визначають кількості швидкісних ступенів привода. Нульова точка частот розміщується посередині лінії, що відповідає першому валу. Відстань між вертикалями береться такою, що дорівнює характеристиці Х = 1.

а) Z=2 (1) ·2 (2) ·[1+3(4)] б) Z=2 (2) ·2 (1) ·[1+3(4)]

Рисунок 2 - Варіант побудови структурних сіток для першої та другої структурних сіток.

6. Аналіз структурних сіток

Навіть побіжне порівняння структурних сіток показує, що вони мають різний вигляд. Оптимальним вважаєтья такий варіант, у якого відрізки, що визначають передатні відношення між валами, поступово розходяться від першого вала до шостого. Але порівняння наведених варіантів дає змогу визначити, що серед представлених найкращий варіант перший, а найгірший другий. Тому для подальшого графоаналітичного розрахунку зупиняємося на шостому варіанті структурних сіток як оптимальному.



7. Побудова графіка частот обертання шпинделя

Графік будується на основі оптимального варіанта структурної сітки. Тому для графіка виконуютьполе , де горизонтальні лінії означають вали, а вертикальні - частоти обертання двтуна. Але на відміну від структурної сітки кількість горизонтальних ліній буде більшою мінімум як на одну, що визначає частоту обертання двитуна. Частоти обертання мають конкретні значення.

Визначаємо значення частот обертання на різних ступенях:

n₁=31,5 n₂=40 n₃=50 n₄=63 n₅=80 n₆=100 n₇=125 n₈=160

n₉=200 n₁₀=250 n₁₁=315 n₁₂=540 n₁₃=500 n₁₄=630 n₁₅=800 n₁₆=1000.

Розрахунки виконані за формулами, наведеними у пункті «вихідні дані».

Особливістю побудови графіка частот обертання є те, що будують його «знизу вгору», тобть починають з VІ вала (вала шпинделя) і закінчують на валу двигуна. Також на графіку ГЧО показують дійсні передатні відношеня, тоді як на структурній сітці вани не мають конкретних значень. Слуд визначити, що граничними значенням знижувальної передачі для прямозубих коліс може бути ј для підвищувальної передачі - 2/1.Визначення дійсних передатних відношень для ГЧО здійснюється за результатами побудови структурної сітки з урахуванням заданого значення знаменника геометричного ряду. На ГЧО між вертикалями ( один інтервал ) значення ц, між двома інтервалами - ц², між трьома - ц³ і т.д. Якщо відрізок передатного відношення має нахил ліворуч, це означає зменшувальну передачу, а праворуч - збільшувальну. Для зменшувальних передач передатні відношення мають вигляд 1/ц^х, де х - значення характеристики із структурної сітки. Для збільшуваних передач передатні відношення мають вигляд ^х/1.



Рисунок 3 - Приклад графіка частот обертання шпинделя привода верстата із ступінчатим регулюванням

8. Визначення кількості зубців зубчатих коліс

Коли ГЧО побудовано, можна визначити кількість зубців зубчатих коліс у кожній парі, що позначені на первісному варіанті кінематичної схеми як Z1, Z2, Z3, Z4 і т.д. Для визначення кількості зубців зубчатих коліс також існують правила. Перше правило полягає в тім, що сума зубів зубчатих коліс у двоваловій передачі залишається незмінною, тобто можна записати, що ?Z=Z₁+Z₂=Z₃+ Z₄=Z₅+Z₆=const (між першими та другим, валами наприклад).

9. Підрахування фактичних частот обертання шпинделя

Якщо підрахувати усі передатні відношення привода, то можна визначити фактичні частоти обертання шпинделя складання відповідних рівнянь кінематичного балансу. Такі рівняння можна вскладати користуючись ГЧО. Вихідною точкою для таких розрахунків є частота 1100 хв^-1 тому, що точка на валу одна і відповідає точці n₀ на структурних сітках. Першу або найменшу частоту, можна отримати, якщо перемножити передатні відношення і₁, і₄, і₆. Записуємо:

хв^-1 хв^-1

хв^-1, хв^-1,

хв^-1, хв^-1,

хв^-1, хв^-1,

хв^-1, хв^-1,

хв^-1, хв^-1,

хв^-1, хв^-1,

хв^-1, хв^-1,

10. Виконання розрахунку пасової передачі

Для кінематичного розрахунку пасової передачі потрібно розрахувати передатне відношення між двигуном та точкою n₀, яка відповідає 1000 хв^-1, тоді i_пас=n₀/n_дв = 630/970=0,65. Для шпинделя вибираємо шків стандартного розміру d160 мм. Тоді діаметр шківа валу двигуна 160/0,97=164, тобто шків d245.

11. Оцінка точності кінематичного розрахунку

Вважається, що кінематичний розрахунок привода виконаний добре, якщо фактичні частоти відрізняються від стандартизованих не більше ніж 10(f-1)%=[Д]. Для f=1.41 [Д]=4,1%.

Для визначення ступеня невідповідності фактичних частот обертання стандартизованим користуються формулою

%,

Де n_ф, n_cт - відповідно фактичні та стандартизовані частоти обертання шпинделя.

Перевіряємо кожну з чатот обертання:

%=0,6% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=0,7% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=1,4% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=0%

%=0%

%=1,8% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=0,8% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=1,1% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=1,3% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=1% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=0,8% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=0,5% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=0,01% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=1% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=0,01% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

%=1,1% - знаходить в межах допуску [Д]=+/-2,6%.

В даному відповідність знаходиться в межах допуску, тому виконуємо кінцевий варіант кінематичної схеми.

12. Кінцевий варіант кінематичної схеми привода

Кінцевий варіант кінематичної схеми виконуємо з дотриманням вимог ГОСТ 2.770 - 68 і 2.703 - 68.

Рисунок 4 - Кінцевий варіант кінематичної схеми привода

13. Проектний розрахунок

Визначаємо міжцентрову відстань між валами коробки швидкостей.

Використовуємо формулу:

де m - модуль зубатих коліс, мм;

z₁ - кількість зубців на шестерні;

z₂ - кількість зубців на колесі;

? z - сумарна кількість зубців колеса та шестерні між валами ( з кінематичного розрахунку.

Візьмемо для значнення модуля 3,0 мм між 1,2,3 валами та модуль 4,0 мм між 3,4,5,6 і скориставшись даними за кількістю зубів із кінематичного розрахунку визначимо міжцентрову відстань міжвалами, тобто:

Отримані значення міжцентрових відстаней тепер можна використати для початку компонування коробки швидкостей.

Рисунок 5 - Міжвісьові відстані валів коробки швидкостей



Визначаємо діючі сили та крутні моменти. За умовою завдання нам задано потужність двигуна верстата.

T_pi=T_jK,

F_p=F_tK,

де T_pi - розрахунковий крутний момент на і - му валу, Нмм;

T_j - момент на попередньому валу, Нмм;

F_t - колова вила, що прикладена до вала, Н;

К - коефіцієнт навантаження, К=1,2.

Розраховуємо крутний момент:

Т=Р/,

де - кутова швидкість. При п=1000 хв^-1

рад/с,

Р - потужність двигуна. Р=14 кВт

Т=2,810³/105=93,3 Нмм.

Крутний момент за умови навантаження:

T_pI=26,710³1.2=32,0410³Нмм,

Розраховуємо колову (тангенціальну) силу для розрахунку вала:

F_tI==659 H.

Розрахункові навантаження остаточноно дорівнюють:

T_pI=26,710³1.2=32,0410³Нмм,

F_tI=6591,2=791 Н.

14. Розрахунок валів

Розрахунок приводимо в два етапи:

- попередній розрахунок;

- уточнюючий розрахунок;

При попередньому розрахунку визначимо основний діаметр вала та уточнимо його конструкцію. Ведучий вал коробки швидкостей має виідний кінець під шків пасової передачі. Діаметр віхідного кінця вала при допустимому напруженні =20 МПа визначаємо за формулою

кінематичний привід металорізальний верстат

.

Тоді діаметр вихідного кінця першого вала:

.

Приймаємо діаметр вала під підшипник d₁=20 мм.

З кінематичного розрахунку відомо, що вал 1 шліцьовий. Тому за ГОСТом 1139-81 призначаємо шліци за розмірами 6Ч24Ч28.Посадка для рухомого з'єднання блок - вал може бути такою:

6Ч24H7/g6Ч28H12/a11Ч7D/f8

Розрахунок веденого ІІ валу

,

T_pII=31,04·10³·1=32,0410³ Нмм,

то .

Приймаємо діаметр вала під підшипник d₂=20 мм.

Посадка для валу може бути такою:

28H12/a11

Розрахунок веденого ІІI валу

,

T_pIII=32,04·10³·1=32,0410³ Нмм,

то .

Приймаємо діаметр вала під підшипник d₃=20 мм.

З кінематичного розрахунку відомо, що вал 1 шліцьовий. Тому за ГОСТом 1139-81 призначаємо шліци за розмірами 6Ч26Ч30.Посадка для рухомого з'єднання блок - вал може бути такою:

6Ч24H7/g6Ч28H12/a11Ч6D/f8

Розрахунок веденого IV валу

,

T_pII=32,04·10³·1,58=50,6410³ Нмм,

то .

Приймаємо діаметр вала під підшипник d₄=25 мм.

Посадка для валу може бути такою:

6Ч26H7/g6Ч30H12/a11Ч6D/f8

Розрахунок веденого V валу

,



T_pV=50,64³·2=101,2810³ Нмм,

то .

Приймаємо діаметр вала під підшипник d₃=35 мм.

З кінематичного розрахунку відомо, що вал V шліцьовий. Тому за ГОСТом 1139-81 призначаємо шліци за розмірами 10Ч32Ч40.Посадка для рухомого з'єднання блок - вал може бути такою:

10Ч36H7/g6Ч40H12/a11Ч5D/f8

Розрахунок веденого VI валу

,

T_pIII=101,28·10³·1,58=160,110³ Нмм,

то .

Приймаємо діаметр вала під підшипник d₃=35 мм.

З кінематичного розрахунку відомо, що вал 1 шліцьовий. Тому за ГОСТом 1139-81 призначаємо шліци за розмірами 10Ч38Ч45.Посадка для рухомого з'єднання блок - вал може бути такою:

10Ч38H7/g6Ч45H12/a11Ч5D/f8

15. Початок компонування коробки швидкостей

1)Вимальовуємо вали, колеса та шестерні які зчеплюють перший та другий вал. Приймаємо конструктивні розміри канавки для вилки переключення блока, а також ширину колеса та шестерні.

2)Наступний крок компонування є розміщення зубчатих коліс на веденому (другому) валу. На даному етапі необхідно забезпечити коробку швидкостей перемиканням блоків зубчатих коліс. Для цього необхідно врахувати всі необхідні зазори, та відстані між шестернями веденого вала. Також показати стопорне кільце, за допомогою колесо закріплюється на валу, що не дає змогу його переміщуватися вздовж осі вала. Зазори на перемикання визначаємо свмостійно в межах 1-3 мм.

3)Ущільнюючі елементи та кришки підшипників, допуски на міжцентрову відстань виконуємо згідно рекомендацій методичних вказівок. Обираємо підшипники 1 серії діаметрів, та ширину за 4 серією згідно ГОСТ 3478-79.

3)Виконуємо компонування ІІІ валу для цього вносимо в конструкцію деякі зміни в порівнянні з початковою кінематичною схемою, це необхідно для покращення характеристик верстату та зменшення навантажень на вал шпінделя. Компонування виконали без шпінделя, оскільки необхідно зпроектувати товщини стінок, та кришки корпусу. В проектуванні встановлення підшипників в якості опор використовували не стпорні кілця, а корпус коробки, оскільки конструктивно має більшу жорсткість в порівнянні з наведеними способами. В випадку регулюванні підшипника або прийого заміні (підшипник не взаємозамінний) можливо підкласти регулювальні шайби та встановити в правильному положенні.

16. Уточнюючий розрахунок валів

Розрахунок ведеться за для визначення коефіцієнтів запасу для небезпечних перерізів коробки швидкостей.

Рисунок 10 - Найбільш небезпечне положення блока на четвертому валу

Умова міцності вала визначається за формулою

де [S] - допустимий коефіцієнт запасу міцності; значення [S] знаходиться у межах 1,3-1,5; можна взяти [S] = 1,4;

Sу - коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями;

S- коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями;

S - загальний (розрахунковий) коефіцієнт запасу міцності. Його й потрібно визначити.

Складова попередньої формули - коефіцієнт запасу міцності за нормальним напруженням Sу - визначається за формулою

де у-1 - межа витримки при симетричному циклі;

Ку - коефіцієнт, для шліцьового вала Ку = 1,65;

еу = 0,92 - масштабний фактор;

шу = 0,15 - коефіцієнт;

уm - середнє напруження, уm = 0;

уv - амплітуда нормальних напружень на згинання.

В останній формулі невизначеними є:

у-1 - межа витримки при симетричному циклі;

уv - амплітуда нормальних напружень на згинання.

Для визначення у-1 потрібно знати ув ,

ув для сталі 45 дорівнює 780 МПа з [4] , тоді

-1 0,43в = 0,43 780 = 335 МПа;

уv - амплітуда нормальних напружень на згинання - визначаємо за формулою

до якої надходить сумарний момент М_У на згинання та параметр Wнетто.

Для розрахунку уv необхідно знаходимо сумарний згинальний момент М_У на валу. Для цього побудуємо схему діючих сил та реакцій і визначимо реакції опор у площинах XZ, YZ (рис. 14).

Рисунок 11 - Схема діючих сил та реакцій опор



IV вала коробки

Реакції опор у площині XZ:

Реакції опор у площині YZ:

Згинальні моменти:

10 ³ Hмм,

66,46·10³ Hмм.

Сумарний згинальний момент

За наявності таких розрахунків потрібно показати схему діючих сил та моментів та побудувати епюри діючих сил та моментів (наприклад, як на рис. 15).



Рисунок 12 - Епюра згинальних та крутного моментів

Крутний момент на епюрі вала (рис. 14) визначили при проектному розрахунку: = 32,04 ·103 Нмм.

Сумарний згинальний момент також визначено. Розраховуємо амплітуду нормальних напружень на згинання:

де Wнетто розраховано як

Параметри b, d, t взяті для шліцьового ва ла з розмірами

d6-26H7/g6 x 30H12/a11 x 6D9/f8.

Тепер можна розрахувати коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями :

[S_у] =1,3-1,5.

Значення коефіцієнта свідчить, що міцність вибраного нами діаметра вала у проектному розрахунку достатня для працездатності цього елемента (першого вала) привода верстата за нормальними напруженнями.

До загальної формули умови міцності входить і коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями, який визначаємо за формулою

Окремі значення параметрів за рекомендаціями [4] такі:

Підстановка значень у формулу дає результат

Загальний коефіцієнт запасу міцності

Визначаємо, що загальний коефіцієнт запасу міцності більший за допустимий, і тому конструкція привода верстата щодо першого вала працездатна. При конструюванні потрібно враховувати і жорсткість елементів. Але розрахунки на жорсткість проводяться для відповідального вузла - шпинделя, а для валів достатньо розрахунку на міцність. При цьому важливо, щоб загальний розрахунковий коефіцієнт міцності був не менший за допустимий, що ми й отримали.

17. Геометричний розрахунок зубчастих коліс

Основні розміри шестерні та колеса. Ділильні діаметри визначаються за вищенаведеною формулою. Зовнішні діаметри розраховують за формулою



а внутрішній - за формулою

.

Розрахунок діаметрів коліс краще звести у таблицю, наприклад

Таблиця1- Розрахунок діаметрів коліс привода

Кількість зубців коліс	Ділильний діаметр mz, мм	Зовнішній діаметр m(z+2), мм	Внутрішній діаметр m(z-2,5), мм
Z1=27	81	87	73,5
Z2=30	99	105	91,5
Z3=30	90	96	82,5
Z4=30	90	96	82,5
Z5=28	84	90	76,5
Z6=42	126	132	118,5
Z7=35	105	111	97,5
Z8=35	105	111	97,5
Z9=31	124	132	114
Z10=49	196	204	186
Z11=31	124	132	114
Z12=49	196	204	186
Z13=20	80	88	70
Z14=60	240	248	230
Z15=36	144	152	134
Z16=44	176	184	166
Z17=27	108	116	98
Z18=53	212	220	202
Z19=27	106	116	98
Z20=53	212	220	202

Матеріал зубчастих коліс: шестерні та колеса - сталь 45, твердість НВ 230.



18. Силові розрахунки

Силові розрахунки зубчастих коліс виконують:

- на контактну міцність;

- на згинання.

Розрахунок зубів коліс на контактну міцність

Допустимі контактні напруження підраховують за формулою

де - межа контактної міцності поверхневих шарів зубів;

для вуглецевих сталей із твердістю поверхонь зубів менше НВ 350:

де - коефіцієнт довговічності, для верстатів дорівнює 1;

- коефіцієнт безпеки, при однорідній структурі матеріалу 1,1 ;

- коефіцієнт шорсткості;

- коефіцієнт швидкості;

- коефіцієнт змащування;

- коефіцієнт розміру коліс.

З практичних міркувань

Тоді

Розрахунок зубів зубчастих коліс на згинання

Допустимі контактні напруження на згинання

,

де - границя тривалості зуба на згинання,

;

- коефіцієнт довговічності, для верстатів

- коефіцієнт безпеки, ;

- коефіцієнт, що враховує одностороннє навантаження;

МПа.

Приймаємо значення [у_F] = 282 МПа.

Розрахунок зубів коліс на згинання виконують за формулою

[у_F],

де Y_F - коефіцієнт, що враховує форму зуба и залежить від еквівалентної кількості зубів, Y_F = 4,25;

Y_Е - коефіцієнт, що враховує перекриття зубів. Для прямозубих коліс

;

Y_в = 1 - для прямозубих коліс;

К_F - коефіцієнт, який складається з таких складових

, де - коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця, ;

- коефіцієнт, що враховує динамічні навантаження, . Тоді

Розрахункові напруження значно менші допустимих, що визначає працездатність зубчастих коліс за напруженнями на згинання.



Список використаної літератури

1. Роботизовані технологічні комплекси і гнучкі виробничі системи в машинобудуванні: Альбом схем та креслень: Навч. Посібник для внз/ Ю.М. Соломенцев, К.П.Жуков, Ю.А. Павлов, тп ін.; Під заг. ред. Ю.М. Соломенцева. - М.:Машинобудування,1989. -192.:іл. ISBN 5-217-00230-1.

2. ГОСТ 2.770-68.

3. ГОСТ 2.703-68.

Размещено на Allbest.ru

...