Навигация
Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
36226
знаков
1
таблица
4
изображения
2. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
2.1 Расчет контактных напряжений
где 
= 270 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; 
– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для прямозубых передач 1,75. 
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. 
Коэффициент 
, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбирается по таблице в зависимости от окружной скорости и степени точности по нормам плавности [т. 4.5]:
= 1,11.
= 1,125; 
; 
= 180 мм (определено ранее).
Динамический коэффициент 
определяется по таблице 5.1:
.
условие выполнено.
Недогруз = 
(в курсовом проектировании недогруз должен быть не более 20%).
3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе
3.1 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
Допускаемым напряжением
определяются по формуле [ф. 5.11]: 
, где 
– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;
– коэффициент запаса прочности;
– коэффициент долговечности;
– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений;
– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;
– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Коэффициент запаса прочности определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки [см. приложение 2]:
= 1,7; 
= 1,7.
Коэффициент долговечности 
находится по формуле [ф. 3.14]:
но не менее 1,
где 
– показатель степени [с. 14];
– базовое число циклов перемены напряжений, NFlim= 4×106 циклов;
– суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены:
циклов,
циклов.
Так как 
и 
, то 
.
Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба , выбирается в зависимости от способа термической или химико-термической обработки [приложение 2]:
для шестерни с объемной закалкой из стали марки 40ХН 
= 580 МПа, для колеса с улучшением стали марки 40ХН 
=1,75*300; 
= 525 МПа.
Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки 
, так как одностороннее приложение нагрузки [c. 34].
Тогда:
Похожие работы
... a2= m(z1+z2)/2= 0,3(24+49)/2= 10,95 a3= m(z1+z2)/2= 0,3(24+54)/2= 11,7 a4= m(z1+z2)/2= 0,3(24+55)/2= 11,85 a5= m(z1+z2)/2= 0,3(24+68)/2= 13,8 Определим ширину венца: b= (3…15)m= 10·0,3= 3 Определим высоту зуба: h= 2,5m= 2,5·0,3= 0,75 5. Разработка конструкций редуктора Разработка конструкции состоит в расчете и выборе его элементов: зубчатые колеса, валы, подшипники и корпуса. ...
... выбранного двигателя необходимо проверить по следующим условиям: · Условия неперегревания · Условие перегрузка Так условию перегрузки удовлетворяет лишь двигатель 4А160М2У3, то принимаем его в качестве привода редуктора. 1.2 Определение исходных данных Определение длительности действия max нагрузок Так как N1>5*104 => первая передача рассчитывается на усталость с 1 – го ...
... и отдельных элементов привода [Л1] (табл. 1.2.1). Для нашего привода (рис.1): Рисунок 1 – Схема привода: 1 – электродвигатель, 2 – ременная передача, 3 – редуктор конический одноступенчатый, 4 – цепная передача. Расчетная мощность электродвигателя, кВт: ; (1.2) На основании рекомендуемых min и max величин передаточных чисел u для ...
... момент М, Км электродвигатель 1620 об∕ мин 151.2 рад ∕с 33 Км ведущей 541.2 об∕ мин 56.74 рад ∕с 83.7 Км ведомый 135 об∕ мин 14.2 рад ∕с 325 Км 2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи Материалы зубчатых колес. Сталь 45 с термообработкой – улучшенная. Выбираем 269…302 НВ; т = 650 Н ∕мн² диаметре (предполагаемом) D ≤ ...
0 комментариев