3.2 Определение расчетного изгибного напряжения
Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.
Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]:
.
Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:
,
где Т – крутящий момент, Н*м;
m – нормальный модуль, мм;
z – число зубьев;
– коэффициент ширины зуба по диаметру (опреден ранее);
– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;
– коэффициент, учитывающий влияние наклон зуба;
– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
– коэффициент нагрузки.
Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]:
,
где x3 = x4 = 0 – коэффициенты смещения; , – так как шестерни прямозубые. Тогда:
;
.
Так как
> ,
то дальнейший расчет будем проводить для колеса.
Коэффициент , учитывающий влияние угла наклона зубьев, для прямозубых колес равен 1.Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев, берется равным 1.
Коэффициент нагрузки принимают по формуле [ф. 5.6]:
, где – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения); – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.Коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку [т. 4.2]:
= 1.
Динамический коэффициент определен по таблице 5.1.
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определяется по графику [р. 3.5], в зависимости от коэффициента :
= 1,15.
Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, берется равным 1.
Таким образом:
.
Тогда:
Сопоставим расчетные и допускаемые напряжения на изгиб:
.
Следовательно, выносливость зубьев при изгибе гарантируется с вероятностью неразрушения более 99 %.
При действии максимальной нагрузки наибольшее за заданный срок службы контактное напряжение не должно превышать допускаемого [ф. 4.14] :
Напряжение [ф. 4.15] :
,
где – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки (см. приложение 4). =1.
Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя , зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубчатых колес, подвергнутых улучшению или закалке принимают [ф. 4.16]:
;
где – предел текучести, Мпа.
Для стали 40ХН с закалкой =1400 МПа;
Для стали 40ХН с улучшением =600 МПа.
487,11 < 1680, зн. условие выполнено.
Прочность зубьев, необходимая для предотвращения остаточных деформаций, хрупкого излома или образования первичных трещин в поверхностном слое, определяют сопоставлением расчетного (максимального местного) и допускаемого напряжений изгиба в опасном сечении при действии максимальной нагрузки [ф. 5.16] :
.
Расчетное местное напряжение МПа, определяют по формуле[ф. 5.17] :
.
< < Зн. условия выполнены.Расчет быстроходной передачи
Исходные данные:
U2 = 3,15 – передаточное число;
n2 = 727,5 об/мин – частота вращения шестерни;
n3 = 230,95 об/мин – частота вращения зубчатого колеса;
T2 = 69,7 Нм – вращающий момент на шестерне;
T3 = 213,02 Нм – вращающий момент на зубчатом колесе;
Pвых = 5 кВТ;
Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,4.
Материал шестерни – сталь 40ХН;
Материал колеса – сталь 40ХН;
Способ термической обработки:
шестерни – улучшение (Нш = 300 HВ);
колеса – улучшение (Нк = 300 HВ);
Срок службы – 19000 ч.
... 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