Допускаемые напряжения изгиба 


Мы поможем в написании ваших работ!



ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Допускаемые напряжения изгиба



FPj= ,

где sFlim j - предел выносливости зубьев при изгибе

sFlim 1 =1,75 =1,75∙285=498,75 МПа

sF lim 2 =1,75 =1,75∙249=435,75МПа

SFj - коэффициент безопасности при изгибе, SF1= SF2= 1.7

KFCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки KFC1=0.65, KFC2= 0.65

KFLj - коэффициент долговечности при изгибе:

KFL j= 1.

здесь qj - показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6

NF0 – базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj NΣj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

F1 = 0.06, F2 = 0.06

NFE1 = F1NΣ1 =0.06∙5,08∙108 =4,246Е+07

NFE2 = F2 NΣ2 =0.06∙ 1,08∙108 =1,061Е+07

 

KFL1 = =1, KFL2 = =1

 

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1= = 191 МПа

FP2= = 166,3 МПа

 

2.3. Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

= (u + 1) ,

= =138,7мм

где - коэффициент вида передачи, = 410

KН - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.

 

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0.4

Округлим до ближайшего стандартного значения

=140 мм

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)

mn = = (1,6…3,2)

Округлим m до стандартного значения: mn =2мм

Суммарное число зубьев

Z = ,

где = для косозубых передач.

Z = =137,2

значение Z округлим до ближайшего целого числа Z = 137

Уточним для косозубых передач делительный угол наклона зуба

= arccos , = arccos =0,98

Число зубьев шестерни

Z1= = =27

Число зубьев колеса

Z2= Z – Z1= 137-27=110

Фактическое передаточное число

uф = = =4,07

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 =100 =0

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x1= x2= 0

 

Ширинa венца колеса

bw2= = 0.4*140=55мм

Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда

Ширину венца шестерни bw1 примем на 5 мм больше чем bw2:

bw1= 60мм

 

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = mn.

Диаметры делительных окружностей для косозубых колес :

 

 

d1 = = 55,183мм d2 = = 224,818мм

Диаметры окружностей вершин при x = 0: daj = dj + 2m(1 + xj):

da1 = 55,183+2∙2 (1+0)=59,183 мм da2= 224,818+2*2 (1+0)=228,818 мм

Диаметры окружностей впадин dfj = dj – 2m(1.25 – xj):

df1 = 55,183-2*2 (1.25-0)=50,183 мм df2 = 224,818-2 (1.25-0)=219,818

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V = = =0,68м/с

Степень точности передачи выбираем в зависимости от окружной скорости в зацеплении: nст= 9

2.4. Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид .

Контактные напряжения равны

= ,

где Zσ- коэффициент вида передачи, Zσ = 8400

KН - коэффициент контактной нагрузки,

KН = KHα KHβ KНV.

 

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHα =1+ A (nст – 5) Kw = 1+0,15(9 – 5)0.286 =1,089

где А = 0.15 для косозубых передач;

Kw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ2 < 350

Kw = 0.002НВ2 + 0.036(V – 8)= 0,002*249+ 0,036(2,25-8)=0.197

 

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KHβ =1+ (K – 1) Kw,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5 (u + 1)= 0,8

 

K = 1.05 KHβ =1+(1,05-1)*0,291 =1,45

 

Динамический коэффициент

KНV=1,02

 

Окончательно получим

KH= KHα KHβ KНV = = 1,12

 

Расчетные контактные напряжения

 

= =449,9МПа

 

Допускается перегрузка по контактным напряжениям не более 5%, рекомендуемая недогрузка до 15%. Расчет перегрузки или недогрузки выполним по формуле

=100 = 100 =1,6%

 

Условия изгибной прочности передачи имеют вид sFj sFPj.

 

Напряжение изгиба в зубьях шестерни

где YFj - коэффициенты формы зуба;

KF - коэффициент нагрузки при изгибе;

Yb - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность: Yb= 1- = 1- = 0.99

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

= = =0,594

Где - коэффициент торцевого перекрытия = ,

= =1,715

 

Напряжение изгиба в зубьях колеса

.

Коэффициенты формы зуба

YFj=3.47 + + 0.092 ,

где ZVj - эквивалентное число зубьев, для непрямозубых передач ZVj = .

ZV1 = = =28

ZV2 = = =117

YF1 =3,47+ =3.928

 

YF2 =3,47+ =3,582

Коэффициент нагрузки при изгибе

KF = KFα KFβ KFV

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KFα = 1+ A (nст – 5)= 1+0,15 =1,45

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KFβ = 0.18 + 0.82K = 0,18+0,82 =1,034

Динамический коэффициент при НВ2 < 350

KFV = 1+ 1.5(KHV – 1)= 1+1,5 =1,06

Напряжения изгиба

sF1= 3,78 =84,4МПа

sF2= =84МПа

Допускается перегрузка по напряжениям изгиба не более 5 %, недогрузка не регламентируется.

 

2.5. Силы в зацеплении

Окружная сила Ft = = =3.121 кН

Радиальная сила Fr = Ft = 3,49 =1,161 кН

Осевая сила в косозубых передачах Fа = Ft tg = 3,49 =0,567 кН

Fn= кН
w2
w1
Ft2
Ft1
Fr1
Fr2



Поделиться:


Последнее изменение этой страницы: 2017-02-06; просмотров: 173; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 54.163.14.144 (0.119 с.)