Мои Конспекты
Главная | Обратная связь


Автомобили
Астрономия
Биология
География
Дом и сад
Другие языки
Другое
Информатика
История
Культура
Литература
Логика
Математика
Медицина
Металлургия
Механика
Образование
Охрана труда
Педагогика
Политика
Право
Психология
Религия
Риторика
Социология
Спорт
Строительство
Технология
Туризм
Физика
Философия
Финансы
Химия
Черчение
Экология
Экономика
Электроника

Проверочные расчеты тихоходной передачи редуктора

 

 

3.1 Проверочный расчет тихоходной передачи редуктора на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

 

Цель расчета: определить фактические напряжения в контакте для проверки условий прочности

Уточнение допускаемого контактного напряжения sHP, МПа:

;

;

;

;

, ,

где qH = 6 при NEj £ NHlimbj , qH = 20 при NEj > NHlimbj

- базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса, определяется по графику [1,рис. 6 ] в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев:

;

;

- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни или колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода;

- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на контактную прочность, принимаемый по табл. 8 [1], mН = 1;

- число циклов нагружения зуба шестерни или колеса за весь срок службы передачи;

- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса, рав-

 

ное числу зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассматриваемым, с1 = 1, с2 = 1;

- врем работы передачи за весь срок службы привода, 9000 ч [задание];

- частота вращения вала, на котором установлено рассматриваемое зубчатое колесо (табл.2).

Шестерня:

то ;

.

Колесо:

то ;

.

Откуда , Þ .

Уточнение коэффициента Ybd:

.

Уточнение коэффициента KHb по рис.10 [1], KHb = 1,11.

Окружная скорость в зацеплении, м/с:

,

где: d1 – делительный диаметр шестерни рассчитываемой передачи, d1 = 38,69 мм; nj – частота вращения вала шестерни, (табл.2)

.

По ГОСТ 1643-81 степень точности зубчатой передачи 8 [1, табл. 15].

Коэффициент перекрытия:

;

где ea - коэффициент торцевого перекрытия:

 

;

eb - коэффициент осевого перекрытия:

;

.

Коэффициент KHa, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления, определяется по рис.12 [1], KHa = =1,08.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении:

где: - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

Т3 – вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Т3 = 57,849 Н×м;

dн – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев, dн = 0,004;

g0 – коэффициент, учитывающий влияние разности зацепления зубьев шестерни и колеса, g0 = 56;

аw – межосевое расстояние, рассчитываемой передачи, аw = 112 мм;

u – передаточное отношение, рассчитываемой передачи, u = 4,789;

;

.

Удельная расчетная окружная скорость, Н/мм:

 

Коэффициент Ze учитывающий суммарную длину контактной линии:

.

Расчетное контактное напряжение, МПа:

где ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяемый по графику [1, рис.13], ZH = 2,45;

Ze - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, Ze = 190;

sHP – допускаемое контактное напряжение, sHP = 891,82 МПа.

следовательно, условие прочности выполняется.

 

3.2 Проверочный расчет тихоходной передачи редуктора на выносливость зубьев по изгибу

 

Цель расчета – предотвращение усталостного излома зубьев у основания вследствие действия переменных напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения на изгиб:

где - предел выносливости материала шестерни или колеса при изгибе, соответствующий базовому числу циклов, установленному для отнулевого цикла напряжений [1, табл. 7], = 680 МПа;

- минимальный коэффициент запаса прочности, = 1,7;

- коэффициент долговечности, вычисляемый отдельно для шестерни и колеса;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях [1, табл. 11], = 1;

- базовое число циклов напряжений изгиба, соответствующее перегибу кривой усталости, = 4×106;

- эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни и колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода;

= 9 – для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью при твердости поверхности зубьев Н > 350 HB;

- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на изгиб [1, табл. 10], = 1.

Коэффициент KFb, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий пи расчете зубьев на выносливость при изгибе. Находится в зависимости от параметра Ybd, твердости и расположения зубчатых колес относительно опор [1, рис.14]:

KFb = 1,22

Коэффициент KFa, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При расчете на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределения нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах

на контактную прочность [1, с. 44]:

KFa = KНa =1,08.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

где dF – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля зубьев [1, табл. 16], dF =0,06.

Удельная расчетная окружная сила:

Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрации напряжений, определяется отдельно для шестерни и колеса по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, при eb < 1:

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба, МПа:

.

Принципиально расчет можно проводить отдельно для шестерни и колеса. Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений шестерни и колеса:

следовательно, расчет буду вести по sFP1:

откуда видно, что условие прочности на изгиб зубьев выполнилось.