Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Определение допускаемых напряжений. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из

Читайте также:
  1. I Предопределение
  2. I. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НЕКОТОРЫХ ОСНОВНЫХ ТЕРМИНОВ И ПОНЯТИЙ
  3. I. Самоопределение к деятельности
  4. I.1. Определение границ пашни
  5. II. 6.1. Определение понятия деятельности
  6. II. УСЛОВИЯ ПРОВЕДЕНИЯ СОРЕВНОВАНИЙ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПОБЕДИТЕЛЕЙ
  7. III. Самоопределение к деятельности

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания) (2.10):

tНЕ = t + t′ =6+0,756(12-6)

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.12):

ТНЕ = tНЕ ∙ д ∙ L =7,0679

где д = 260 – число рабочих дней в году;

L = 5 лет – срок работы передачи.

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни (2.13):

NНЕ 2 = 60 ∙ п 2ТНЕ циклов=200,53·106

NНЕ 1 = NНЕ 2Uред циклов=802,12·106

Выбор материала шестерни.

Подбираем по таблице 5 сталь 35ХМ с [σн]=670 МПа,
НВ =300. Термообработка: закалка+отпуск.

Выбор материала колеса:

Подбираем по таблице 5 сталь 30ХГСА с [σн]=710 МПа,
НВ =320. Термообработка: закалка+отпуск.

Межосевое расстояние для прямозубой передачи (2.21):

aw = 450 (U + 1) =138,79 мм.

При твердости зубьев НВ < 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем = 0,4 (стр. 25), тогда будет равен (2.24):

= 0,5 · (U + 1)=0,5·0,4·5=1

По таблице 7 находим значение КН β = 1,06.

Предполагая, что окружная скорость передачи V 2 < 5 м/c и принимая 8-ю степень точности изготовления передачи (в соответствии с рекомендациями таблицы 3), находим значение
КН V =1,24 (таблица 8) (таблица 9).

КН = КН β · КНV =1,314

Найденное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения (2.25): aw ст = 140мм.

Ширина зубчатых колес:

b 2 = aw ст= 0,4·140=56мм

b 1 = b 2 + 5 мм =56+5=61мм

Модуль передачи (2.28):

0,01 ∙ aw ст < т < 0,02 ∙ aw ст

Принимаем т ст =2мм

Суммарное число зубьев прямозубой передачи (2.31):

Z = =2·140/2=140

Число зубьев шестерни (2.32):

Z 1 = =140/5=28

Число зубьев колеса (2.33):

Z2 = Z– Z1 =140-28=112

Уточнение передаточного числа (2.44):

U ′ = =112/28=4

Отклонение от принятого ранее передаточного числа (2.45):

U = =0%

что находится в пределах допустимого [∆ U ] = .

Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d 1 = тст · Z 1 =2·28=56мм

Делительный диаметр колеса:

d 2 = тст · Z 2 =2·112=224мм

Межосевое расстояние:

аw ст = =0,5(56+224)=140мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

da 1 = d 1 + 2 mст = 56+2·2=60мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

da 2 = d 2 + 2 mст =224+2·2=228мм

Диаметр впадин зубьев шестерни:

df 1 = d 1 – 2,5 mст =56-2,5·2=51мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

df 2 = d 2 – 2,5 mст =224-2,5·2=219мм

 

Проверочный расчет на контактную прочность (2.46):

σ Н = МПа

σ Н1 =669,24≤710Мпа; σ Н2 =345,715≤670МПа

 

Отклонение от [σ] Н:

∆σ1 = =5,74%

∆σ2 = =4,84%

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на изгиб (2.48):

tFЕ = t + t =6+0,756(12-6)

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы (2.49):

ТFЕ = tFЕ ∙ д ∙ L = 7,0679

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса (2.50):

NFЕ 2 = 60 ∙ п 2Т =200,53·106

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

NFE 2 > NFG 2 и

Допускаемые напряжения изгиба [σ] F.

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни (2.52):

σ F lim 1 = 1,8 НВ 1 =576МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса (2.52):

σ F lim 2 = 1,8НВ2 =540МПа

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни (2.51):

[σ] F 1 = =443,08МПа

Допускаемые напряжения изгиба для колеса (2.51):

[σ] F 2 = =415,38МПа

где коэффициент безопасности SF =1,3, а коэффициент режима работы для нереверсивной передачи YА =1.

Окружное усилие на колесе:

Ft 2 = =4013,125Н

Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным напряжениям YFS для прямозубых передач определяют в зависимости от Z из таблицы 10:

YFS 1 =3,8;

YFS 2 =3,6.

Напряжения изгиба зубьев для прямозубых передач.

σF = ≤ [σ]F МПа.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб (2.56):

KF = KF β · KFV =1,1·1,15=1,265

Значение KF β выбираем из таблицы 11 в зависимости от коэффициента ширины шестерни относительно диаметра :

=0,4 (см. п. 13);

KF β =1,1

Значение KFV выбираем из таблицы 12 для передач с НВ < 350 в зависимости от степени точности и окружной скорости:

V = =1,6м/с

При 8-й степени точности KFV = 1,1.

Значение KF α выбираем из таблицы 13:

KF α =1,08

Тогда KF =1,265

Напряжение изгиба для зубьев колеса:

σ F1 =158,124МПа

σ F 2 =163,177МПа

Поскольку σ F < [σ] F, то условие прочности выполняется.

Расчет на кратковременные перегрузки.

• По контактным напряжениям

Максимальное допускаемое контактное напряжение при пусковой перегрузке (2.61):

[σ] Н mах1 = 2,8 ∙ σт1 =2212МПа;

[σ] Н mах2 = 2,8 ∙ σт2 =2800МПа

где σт1 = 790МПа, σт1 = 1000МПа

Максимальное контактное напряжение, возникающее во время пуска (2.60):

σ Н mах1 = σ Н 2 =791,86МПа

σ Н mах2 = σ Н 2 =409,056МПа

 

Поскольку σ Н max < [σ] Н mах, то условие прочности выполняется.

• По напряжениям изгиба

Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой перегрузке (2.63):

[σ] F mах 1 = 0,8 ∙ σт1 =632МПа

[σ] F mах 2 = 0,8 ∙ σт2 =800МПа

 

Максимальное напряжение изгиба, возникающее во время пуска (2.62):

σ F mах 1 = σ F 1 = 221,37МПа

σ F mах 2 = σ F 2 =228,45МПа

 

Поскольку σ F max < [σ] F mах, то условие прочности выполняется.

 


Дата добавления: 2015-07-26; просмотров: 66 | Нарушение авторских прав


<== предыдущая страница | следующая страница ==>
Подбор электродвигателя.| Расчет прямых валов

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.013 сек.)