|
|
Прочность зубьев при однократной перегрузкеКратковременные перегрузки (например, при пуске электродвигателя), не учтенные при расчете на усталость, могут привести к потере статической прочности зубьев. Поэтому необходимо проверить статическую прочность передачи при перегрузках. 2.4.3.1 Условие контактной прочности при действии максимальной однократной нагрузки
где Максимальное расчетное напряжение определяют по формуле
где T1max - максимальный вращающий момент на шестерне (Т 1max = Т1 ∙ Кп, где Кп – коэффициент перегрузки).
2.4.3.2. Максимальные расчетные напряжения определяют по формуле где
ПРИМЕР РАСЧЁТА ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ (ЗАЦЕПЛЕНИЕ ВНЕШНЕЕ)
Исходные данные для расчёта
1. Мощность на ведущем валу P1=4,0 кВт; 2. Частота вращения ведущего вала n1=380 мин-1; 3. Передаточное число u=2,5; 4. Срок службы передачи L=10 лет; 5. Режим нагружения переменный см. рис. 5 Коэффициенты: Выбор материалов , вида термообработки зубчатых колес 3.1.1 Материалы и термическая обработка зубчатых колес (табл.1) Шестерня – сталь 45, улучшение HB1=192…240, для расчёта HB1=220; Колесо - сталь 45, нормализация HB2=170…217, для расчета HB2=200. 3.1.2 Механические характеристики материала шестерня: предел прочности - sв=750 МПа, сечение S £ 100 мм; предел текучести - sт=450 МПа. колесо: предел прочности - sв=600 МПа, сечение S £ 80 мм; предел текучести - sт=340 МПа. 3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба 3.2.1 Предел контактной выносливости поверхности зубьев sHlim.
3.2.2 Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность SH1=1,1; SH2=1,1; 3.2.3 Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем RA=1,25…2,5 мкм (табл.2); ZR=0,95. 3.2.4 Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес ZV. Принимаем V≤5 м/сек; ZV=1,0. 3.2.5 Срок службы работы передачи Lh за расчетный срок службы.
3.2.6 Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость ZN
3.2.7 Допускаемые контактные напряжения [sH]1, [sH]2
Принимаем sH =423,18 МПа. 3.2.8 Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба sFlim .
3.2.9 Коэффициент безопасности при расчете на изгиб SF (табл.1). Принимаем SF=1,75. 3.2.10 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба YR. Принимаем YR=1. 3.2.11 Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки Ya=0,65. 3.2.12 Коэффициент долговечности при расчете на изгиб YN.
3.2.13 Допускаемые напряжения изгиба [sF]1, [sF]2
3.2.14 Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [sH]max1, [sH]max2.
3.2.15 Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [sF]max1, [sF]max2.
Проектный расчёт. 3.3.1 Крутящий момент на выходном валу Т2.
3.3.2 Коэффициент ширины зубчатого венца Ybа, относительно межосевого расстояния. Т.к. зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому Ybа=0,4 (табл.3). 3.3.3 Коэффициент ширины зубчатого венца Ybd, относительно диаметра d1.
3.3.4 Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость КНb =1,03 (рис.2, график V). 3.3.5 Вспомогательный коэффициент Ка.
3.3.6 Межосевое расстояние aw.
3.3.8 Окружной модуль зубьев mn
3.3.9 Угол наклона зубьев b
3.3.10 Суммарное число зубьев zc
Принимаем zc=99. 3.3.11. Число зубьев ведущего колеса z1
3.3.12 Число зубьев ведомого колеса z2. z2=zc-z1=99-28=71. 3.3.13 Фактическое передаточное число u
Отличается от заданного на 1,4% < 4% 3.3.14. Уточненное значение угла наклона зубьев b
3.3.15 Диаметр делительной окружности ведущего колеса d1
3.3.16 Диаметр делительной окружности ведомого колеса d2
3.3.17 Окружная скорость колес v
3.3.18 Степень точности изготовления передачи – 9 (табл.8). 3.3.20 Силы, действующие в зацеплении. Окружная сила.
3.4. Проверочный расчет. 3.4.11. Коэффициент динамической нагрузки КHV КHV=1,01.
3.4.12 Контактные напряжения при расчёте на выносливость sH
где
3.5. Проверочный расчет на изгибную выносливость. 3.5.1. Коэффициент формы зуба YF; X=0. YF1=3,88; YF2=3,62;
3.5.2. Коэффициент, учитывающий многонарность зацепления Yε.
3.5.3. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба Yb.
3.5.4. Коэффициент концентрации нагрузки при расчете на изгиб. КFb=1,08. 3.5.5. Коэффициент динамической нагрузки при расчете на изгиб. КFV=1,2. 3.5.6. Удельная расчетная окружная сила при расчете на изгиб wFt.
3.5.7. Напряжение изгиба при расчете на выносливость.
3.6. Проверочный расчет на статическую прочность при перегрузках. 3.6.1. Максимальные контактные напряжения при перегрузке.
3.6.2. Максимальные напряжения изгиба при перегрузках.
ПРИЛОЖЕНИЕ Таблица 1. 
Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: ©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.
|
,
- максимальное допускаемое напряжение.
,
- напряжения и вращающий момент на шестерне при расчете на сопротивление усталости рабочих поверхностей зубьев;
- напряжения и вращающий момент на шестерне при расчете на сопротивление усталости при изгибе, Т1max - максимальный момент на шестерне.
Kсут=0.67; Кгод=0.82
;
3.3.7 Ширина зубчатого венца bw1; bw2.
