Проверочный расчет передачи на изгибную усталость
Сдам Сам

ПОЛЕЗНОЕ


КАТЕГОРИИ







Проверочный расчет передачи на изгибную усталость





Расчетом определяется напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса. Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения их усталостного излома, устанавливают сопоставлением расчетного напряжения от изгиба и допускаемого напряжения: σF ≤ σFP.

Расчетное местное напряжение при изгибе [7, с. 29]

 

 

где KF – коэффициент нагрузки: KF = KА · KFv · KFβ · KFα;

KFv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [7, с. 30, табл. 13]:

 

где ωFv – удельная окружная динамическая сила, Н/мм [7, с. 30, табл. 13]:

 

δF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (табл. 5.7);

KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, принимают в зависимости от параметра ψbd по графику (рис. 5.4);

KFα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл. 5.9);

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений (рис. 5.5).

Для определения менее прочного звена необходимо рассчитать отношение σFP / YFS, проверку производить по тому из колес пары, у которого это отношение меньше;

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для косозубых передач Yβ = 1 – εβ (β / 120°) ≥ 0,7 [7, с. 32, табл. 13];

Yε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; для косозубых передач при εβ ≥ 1

Yε= 1 / εα;

при εβ < 1

Yε = 0,2 + 0,8 / εα [7, с. 32, табл. 13,];

 

 

 

Следовательно KF = KА· KFv · KFβ · KFα = 1·1,112·1,1·1,35 = 1,652.

 

Yβ = 1 – εβ · β / 120° = 1 – 1,005 · (7,2522° / 120°) = 0,9392 > 0,7

[7, с. 32, табл. 13];

 

Yε = 1 / εα = 1/ 1,6757 = 0,5967.



 

Определим эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса [7, с. 62, табл. 20]:

 

ZV1 = Z1/ cos3β = 20/ cos37,2522° = 21,17;

 

ZV2 = Z2 / cos3β = 104/ cos37,2522° = 103,83.

 

Следовательно, YFS 1 = 4,1; YFS 2 = 3,6 (рис. 5.5).

Определим отношение σFP / YFS:

 

σFP 1 / YFS 1 = 334,6 / 4,1 = 81,6;

 

σFP 2 / YFS 2 = 277,9 / 3,6 = 77,2.

 

Расчет по изгибным напряжениям ведем для колеса, так как σFP 2 / YFS 2 < σFP 1 / YFS 1:

 

σFP 2 = 277,9 МПа.


Условие прочности выполняется: 105,795 МПа < 277,9 МПа.

Значение σF2 значительно меньше σFP2, однако это нельзя рассматривать как недогрузку передачи, так как основным критерием работоспособности данной передачи является контактная усталость.

 

Таблица 5.2

К определению предела контактной выносливости

материла зубчатых колес

 

Способ термической и химико-термической обработки зубьев Средняя твердость поверхности зубьев Сталь Формула для расчета значений σHlimb, МПа
Отжиг, нормализация или улучшение Менее 350 НВ Углеро­дистая σHlimb = 2 НВ + 70
Объемная и поверхностная закалка 38–50 HRC σHlimb = 17 HRC + + 200
Цементация и нитроцементация Более 56 HRC Легированная σHlimb = 23 HRC
Азотирование 550–750 HV σHlimb = 1050

 

Таблица 5.3

Значения предела выносливости материала зубчатых колес при изгибе

 

Марка стали Термическая или химико-термическая обработка Твердость зубьев
на поверхности в сердцевине
40, 45, 50 ,40X, 40XH, 40XФА Нормализация, улучшение 180–350 НВ 1,75 HB
40X, 40XФA Объемная закалка 45–55 HRC 500–550
40X, 40XH2MA Закалка при нагреве ТВЧ 48–58 HRC 25–35 HRC
20ХН, 20ХН2М, 12ХН2, 12ХН3А Цементация 56–63 HRC 30–45 HRC
Стали, содержащие алюминий Азотирование 700–950 HV 24–40 HRC 300 + 1,2 НRC сердцевины
           

 


Таблица 5.4

Значения межосевых расстояний аw (ГОСТ 2185–66)

 

Ряд Межосевое расстояние аw, мм
40, 50, 63, 80, 100, 125,160, 200, 250, 315, 400, 500 …
71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710 …

Примечание: ряд 1 следует предпочитать ряду 2.

 

Таблица 5.5

Значения модулей зубчатых колес m (ГОСТ 9563–79)

 

Ряд Модули m, мм
…1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12 …
…1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9…

Примечание: ряд 1 следует предпочитать ряду 2; для тракторной промышленности допускаются m = 3,75; 4,25; 6,5 мм; для автомобильной промышленности допускается применение модулей, отличающихся от установленных в настоящем стандарте.

 

Таблица 5.6

 

Степень точности Предельные окружные скорости колес
прямозубых непрямозубых
цилиндрических конических цилиндрических конических
До 15 До 10 До 6 До 3 До 12 До 8 До 5 До 2 До 30 До 15 До 10 До 4 До 20 До 10 До 7 До 3

 


Таблица 5.7

Значения коэффициентов δF и δН

 

Вид зубьев δF Значение δН при твердости поверхностей
Н1 или Н2 меньше 350 НВ Н1 или Н2 больше 350 НВ
Прямые: без модификации головки с модификацией головки   0,016 0,011   0,06 0,04   0,14 0,10
Косые и шевронные 0,06 0,02 0,04

 

Таблица 5.8

Значения коэффициента g0

 

Модуль m, мм Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643–81
До 3,55 3,8 4,7 5,6 7,3
До 10 4,2 5,3 6,1 8,2
Свыше 10 4,8 6,4 7,3 10,0

 

Таблица 5.9

Ориентировочные значения коэффициентов KHα и KFα

 

Окружная скорость, м/с Степень точности KHα KFα
До 5 1,03 1,07 1,13 1,07 1,22 1,35
Свыше 5 до 10 1,05 1,10 1,20 1,30
Свыше 10 до 15 1,08 1,15 1,25 1,40


Рис. 5.3. График для определения коэффициента KHβ

 

 

Рис. 5.4. График для ориентировочного определения коэффициента KFβ

 

 

Рис. 5.5. Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений


РАСЧЕТ ПРИВОДА С КОНИЧЕСКИМ

ПРЯМОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ

 

Задание.Подобрать электродвигатель, провести кинематический расчет и прочностной расчет конической прямозубой передачи редуктора общего назначения.

 

Исходные данные

 

1. Мощность на валу рабочей машины Рвых = 3,5 кВт.

2. Частота вращения быстроходного вала n1 = 949 мин–1.

3. Передаточное число u = 3,15 .

4. Передача нереверсивная.

5. Передаваемая нагрузка постоянная.

6. Жестких требований к габаритам передачи не предъявляется.

7. Требуемая долговечность привода Lh = 10000 ч.

Выбор электродвигателя,









Не нашли то, что искали? Воспользуйтесь поиском гугл на сайте:


©2015- 2018 zdamsam.ru Размещенные материалы защищены законодательством РФ.