Проверочный расчет на контактную выносливость

2.2.2 Проверочный расчет на контактную выносливость

Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа:

, где

Z_E = 190;

Zh=,

Z_ε - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Z_ε= при β0 и ε_β>1;

F_t - окружная сила на делительном цилиндре в окружном сечении:

F_t = 2000·Т₁/d₁ = 2000·178,8/104 = 3439 Н;

К_Н- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям:

К_Н = К_Нβ · К_А · К_НV · К_Нα , где

К_А = 1;

Ψ_bd = b_w/d_w1 = 0,478, тогда К_Нβ = 1,01 – (0,6 – 0,478)·0,01/0,2 = 1,004;

К_Нα ≈ 1,35 для косозубых передач при учебном проектировании;

δ_Н = 0,02 для косозубой передачи и твердости зубьев < 350 НВ;

g_o - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зубьев шестерни и колеса, определяют по таблице 2.6 /8/:

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

,

,

К_Н = 1,07 · 1 · 1,004· 1,35 = 1,45

В редукторах общего назначения параметр шероховатости боковых поверхностей зубьев рекомендуется назначать: Ra < 3,2 мкм при 8 степени точности передачи:

Z_R = 0,90 при Ra св. 2,5 до 10.0 мкм;

Z_X = 1 - при d < 700мм;

Z_V =1 - при V<5м/с;

Проверяют сопротивления активных поверхностей зубьев контактной усталости

σ_н ≤1,05·[σ_н]_Р^УТ, 324 < 403,2 - условие выполняется.

2.1.3 Проверочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяем напряжения изгиба в опасных сечениях на переходных поверхностях зубьев шестерни и колеса, МПа:

,

b₂ = b_{w =} 53 мм, b₁ = b_w + (3...4) = 53 + 4 = 57 мм;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений. Определяют по таблице 2.8 /8/: для косозубых и шевронных цилиндрических колес - по числу зубьев эквивалентного колеса Z_v = Z/cos³ β:

Y_F1 = 3,6 + (80 - 63)·0,02/20 = 3,617 при Z_v1 = 52/cos³ 20,37 = 63;

Y_F2 = 3,6 при Z_v2 = 98/cos³ 20,37 = 119;

Y_β =l - ε_β · β / 120⁰ = 1 - 2,94 · 20,37 / 120 = 0,501;

Y_ε =1/ ε_α = 1/1,674 = 0,6 при ε_β ≥ 1;

K_F- коэффициент нагрузки при расчете на изгиб :

Kf =К_а ·K_fv ·K_Fβ ·К_Fα,

Ψ_bd = 0,478 К_Fβ = 1,02 – (0,6 – 0,478)·0,01/0,2 = 1,014;

K_Fa==1,35 для косозубых передач;

δ_F =0,06-для косозубых и шевронных;

g_o = 5,6 для 8 степени точности и модуле < 3,55;

,

,

K_f =1 · 1,134 · 1,014· 1,35 = 1,552

2.2.4 Проектировочный расчет на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Определяют допускаемое напряжение изгиба, не вызывающее усталостной поломки зуба, МПа

σ⁰_Flimb1 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·285 = 498,75;

σ⁰_Flimb2 = 1,75Н_НВ = 1,75 ·248 = 367,04;

[S_F] = 1,7;

Y_R = 1 для неполированных поверхностей;

Y_Х1 = 1.05 - 0.000125 ∙ d₁ = 1,05 - 0.000125 ∙ 104 = 1,037

Y_Х2 = 1.05 - 0.000125 ∙ d₂ = 1,05 - 0.000125 ∙ 196 = 1,0255

Y_А = 1 при одностороннем приложении;

Y_Z = 1 для поковок и штамповок;

Y_g = 1 при улучшении – если переходная поверхность зубьев не шлифуется;

Y_d = 1 – если переходная поверхность зубьев не подвергается деформационному упрочнению или электрохимической обработке;

N_Hlimb = 4 ∙ 10⁶;

q_F – показатель степени кривой усталости при расчёте на сопротивление усталости при изгибе (для стальных колес с нешлифованной переходной поверхностью:

q_F = 6 – для колес с термообработкой – улучшение, нормализация, объемная закалка, закалка ТВЧ зубьев с модулем m ≤ 3 мм;

Y_Nmax – предельное значение Y_N:

Y_Nmax = 4 при q_F = 6;

N_K1 = 60 ∙ 16704 ∙ 482,333 ∙ 1 = 483,4 ∙ 10⁶

N_K2 = 60 ∙ 16704 ∙ 254 ∙ 1 = 254,6 ∙ 10⁶

μ_F =1; ( при постоянном режиме нагружения);

N_FE = N_K;

;

[σ_F]₁ = 498,75∙ 0,45 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,037∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 137 МПа

[σ_F]₂ = 367,04∙ 0,5 ∙ 1 ∙ 1 ∙ 1,0255∙ 1 ∙ 1 ∙ 1/ 1,7 = 111 МПа

Так как:

σ_F1 = 51 < [σ_F]₁ = 137 МПа

σ_F2 = 54,5< [σ_F]₂ = 111 МПа

то условие прочности для данной конструкции выполняется.

Похожие работы

Двухступенчатый редуктор

Скачать

24828

7

8

... Для шестерни: Для колеса: Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1]) = 0.45(481+428)=410 МПа. 2.2       Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.   2.2.1   Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])   , мм где: Ка – для косозубых колес Ка = 43; u1 – передаточное отношение первой ступени; Т2 – крутящий момент второго ...

Привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью

Скачать

13310

1

5

... работы активно используется знания из ряда пройденных предметов : механики, сопротивления материалов ,технологий металлов и др. Объектом курсового проекта является привод с цилиндрическим двухступенчатым редуктором с раздвоенной быстроходной ступенью, использующие большинство деталей и узлов общего назначения. 1 Кинематический расчет 1.1 Находим момент на тихоходной ступени: РВЫХ = Тw; ...

Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

Скачать

41824

8

3

... Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того, они допускают некоторые неточности сборки. Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75. Принимаем муфту МУВП 250-40-1 У3 ГОСТ 21424-93. Номинальный крутящий момент Мкр., Н×м = 250 Частота ...

Расчеты двухступенчатого, цилиндрического, косозубого редуктора

Скачать

17014

2

6

... 9.33 91.65 5 0.9653   3 194.6 20.37 9.01 442.31 3.395 0.92 4 57 5.97 8.25 1374.4   Проверка : - Условие выполняется2 Расчет передач   2.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач   2.1. 1 Определение допускаемых напряжений По условию задания материал ...