Читайте также:
|
|
2 Проверочный расчет
2.1 Проверка на усталостную прочность
Расчетное условие:
==536,36 МПа (см. проектировочный расчет)
Рассчитываем контактное напряжение в полюсе зацепления при номинальной нагрузке
,
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
- коэффициент переменности шага.
=1,77 (для прямозубых колес при =20°);
=275 (сочетание материалов сталь-сталь);
,
=== 1,731,
== 0,87
По известным параметрам передачи уточняем значения коэффициентов
Расчет коэффициентов ведем по средним диаметрам зубчатых колес
=59,94 мм (см. выше)
=140,00-24·0,8479=95,91 мм;
,
где - конусное расстояние (длина дистанции) в зацеплении конических зубчатых колес,
= = 82,55 мм
=1– = 0,71
при = = 0,27, = 1,09 [3, табл. 20]
0,006 (зубчатые колеса прямозубые, прирабатывающиеся) [3, табл. 22]
56 [3, табл. 21]
= == 5,3 ,
принимаем =5,3 (т.к. не превышает величину ); [3, табл. 23]
= = =102,1 ;
==1,1
= =1,1·1,09=1,2
= 512 МПа.
512<536,36 – контактная выносливость обеспечена.
2.2 Проверка на изгибную усталостную прочность
Расчетное условие:
Допускаемое изгибное напряжение определяем по формуле
,
где = - предел контактной выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения;
= - коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса;
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;
- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;
- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;
- коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;
- предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;
- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности;
- коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности;
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
- коэффициент долговечности.
,
где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;
- эквивалентное число циклов перемены напряжений;
m – показатель степени.
Принимаем:
=1 (модуль m=2,5 мм);
=1 (принято Rа=1,25…0,63);
=1 (диаметр колес < 500 мм);
=1 (переходная поверхность не шлифуется);
=1 (деформационное упрочнение переходной поверхности не предусматривается);
=1 (приложение нагрузки одностороннее).
Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса в общем случае разная, поэтому для дальнейшего расчета необходимо установить «слабый» элемент, для чего и для шестерни и для колеса рассчитываем отношение , а «слабым» элементом будет то зубчатое колесо пары, для которого данное отношение меньше.
Допускаемое изгибное напряжение для шестерни:
=4 (для всех сталей)
m = 6 (для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев НВ=<350)
= = = 295 .
=== 0,49 <1,принимаем =1.
=2,2 (вероятность неразрушения свыше 0,99) [3, табл. 24]
=1 (способ получения заготовки поковка)
=2,2·1= 2,2
=1,8HB=1,8·280= 504 МПа [3, табл. 24]
= = 504 МПа.
== 229 МПа.
Допускаемое изгибное напряжение для колеса:
Предел контактной выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения
=4 (для всех сталей)
= = 184 ;
m = 6 (для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев НВ=<350)
=== 0,53 <1,принимаем =1.
=2,2 (вероятность неразрушения свыше 0,99) [3, табл. 24]
=1 (способ получения заготовки поковка)
=2,2·1= 2,2
=1,8HB=1,8·260= 468 МПа [3, табл. 24]
= = 468 МПа
Допускаемое изгибное напряжение
== 213 МПа.
Определяем более «слабый» элемент
- безразмерный коэффициент, величина которого зависит от формы зуба (ширины основания, фактической высоты головки, ножки зуба, фактического угла зацепления, формы галтели). Значение коэффициента принимается по ГОСТ 21354-75.
=3,8 (= = = =41) [3, табл. 4]
=3,6 (= = = =106) [3, табл. 4]
= = 60; = = 59.
Более «слабым» элементом является колесо 2, по которому и ведется дальнейший расчет.
Расчетное изгибное напряжение при номинальной нагрузке определяем по формуле
==,
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;
- коэффициент динамичности нагрузки.
Принимается: ==3,6 (см. выше)
при = =0,27, = 1,2 [3, табл. 20]
56 [3, табл. 21]
0,016 (зубчатые колеса прямозубые) [3, табл. 22]
= ==14 ,
принимаем =14 (т.к. не превышает величину ); [3, табл. 23]
= = =112,4 ;
= = 1,12.
Остальные данные см. проектировочный расчет.
= = 175 МПа.
175<213 – изгибная выносливость обеспечена.
2.3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных перегрузок
Расчетное условие:
Максимальное контактное напряжение
,
где = 512 МПа (см. выше);
- коэффициент перегрузки,
= = = 2,22
= = 763 МПа.
Допускаемое контактное напряжение
=2,8бт=2,8·600= 1680 МПа
763 < 1680 – контактная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена.
2.4 Проверка на изгибную прочность при действии максимальных перегрузок
Расчетное условие:
Максимальное изгибное напряжение
,
где = 175 МПа (см. выше);
= 2,22 (см. выше)
= = 389 МПа.
Допускаемое изгибное напряжение
=2,75HB=2,75·260= 715 МПа,
389 < 715 – изгибная прочность при действии максимальных перегрузок обеспечена.
Дата добавления: 2015-11-14; просмотров: 50 | Нарушение авторских прав
<== предыдущая страница | | | следующая страница ==> |
Проектировочный расчет валов | | | Расчет цилиндрической прямозубой передачи(3-4) |