
- •Оренбург 2005
- •Содержание с.
- •1 Введение
- •2.1 Исходные данные
- •2.2 Выбор материала зубчатых колес
- •2.3 Режимы работы передачи
- •2.4 Число циклов перемены напряжений
- •2.5 Допускаемые контактные и изгибные напряжения
- •2.6 Допускаемые предельные напряжения для проверки прочности передачи при действии кратковременной пиковой нагрузки
- •2.7 Коэффициенты, применяемые при расчете передачи на выносливость
- •Уточнение расчетных параметров и размеров передачи
- •Проверка зубьев на изгибную выносливость
- •Основные геометрические размеры зубчатых колес
- •2.12 Силы, действующие в зацеплении
- •2.13 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
- •3.3 Расчетные напряжения изгиба
- •3.4 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
- •3.5 Основные геометрические размеры колес
- •3.6 Силы, действующие в зацеплении
- •4 Пример расчета закрытой цилиндрической передачи
- •4.1 Исходные данные для расчета
- •4.3 Определение основных параметров передачи
- •Рабочая ширина колеса
- •Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев
- •Проверка зубьев на изгибную выносливость
- •5.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
- •Для шестерни:
- •5.3 Определение основных параметров передачи
Проверка зубьев на изгибную выносливость
Напряжения изгиба в зубьях колеса
.
Эквивалентное число зубьев колеса
Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса
.
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев
Напряжение в опасном сечении зубьев колеса
МПа.
МПа
<
МПа.
Напряжения изгиба в зубьях шестерни
Эквивалентное число зубьев шестерни
Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни
МПа
<
МПа.
Основные геометрические размеры колес
Диаметры делительных окружностей
мм;
мм.
Проверка:
мм
=
мм.
Диаметры окружностей вершин зубьев
мм;
мм.
4.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев
мм;
мм.
4.7 Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила
Ft1 = Ft2 =
Н.
Радиальная сила
Н.
Осевая сила
Н.
4.8 Проверка передачи на кратковременную пиковую нагрузку
Определяем коэффициент перегрузки привода
=
2,67.
Максимальное контактное напряжение σH max
.
Максимальные
напряжения изгиба
МПа
< [σ]Fmax1= 782,3 МПа;
МПа
< [σ]Fmax2 = 680,9 МПа.
Во всех случаях прочность зубьев при кратковременных пиковых перегрузках также обеспечена.
5 Пример расчета открытой цилиндрической передачи
5.1 Исходные данные
Мощность на валу шестерни, РIV, кВт – 1611,87.
Мощность на валу колеса, РV, кВт – 1500.
Вращающий момент на шестерни, ТIV, Н·м – 192,57.
Вращающий момент на колесе, ТV, Н·м – 750.
Частота вращения шестерни, nIV, об/мин – 80.
Частота вращения колеса, nV, об/мин – 19,1.
Передаточное
число,
=4,19.
Режим нагружения передачи – 0.
Передача не реверсивная
Расположение шестерни – консольное.
Смазка погружением колеса в масляную ванну.
Электродвигатель имеет следующие параметры:
мощность номинальная , Вт – 2200;
мощность расчетная
, Вт – 2140,73;
отношение пускового момента к номинальному Тmaх / Тном = 2,6.
5.2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
5.2.1Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N∑5 и N∑6
N∑5 = 60 Lh nIV = 60 8000 80 = 38,4 10 6;
N∑6 = 60 Lh nV = 60 8000 19,1 = 9,17 10 6.
5.2.2 Эквивалентное число циклов перемены напряжений
Для шестерни:
NFE5 =KFE·N∑5=1,0∙38,4∙106=38,4∙106,
где KFE=1,0 ( см. таблицу 5).
Для колеса:
NFE6=KFE∙N∑6=1,0·9,17·106=9,17·106.
5.2.3 Материалы зубчатых колес
Шестерня изготавливается из стали 45 ГОСТ 1050-88 (см. таблицу 1). Термообработка – улучшение, НВ=269302 (средняя твердость HBср5=285,5), предел прочности В5=890 МПа, предел текучести Т5=850 МПа.
Колесо изготавливается также из стали 45 ГОСТ 1050-88 (см. таблицу 1). Термообработка – улучшение, НВ=235262 (средняя твердость HBср6=248,5), предел прочности В6=780 МПа, предел текучести Т6=540 МПа.
5.2.4 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости
(см. с.8).
5.2.5 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость
Для шестерни:
,
где
предел изгибной
выносливости при отнулевом цикле
напряжений (см. таблицу 4), для улучшенных
колес:
=1,75HBср5 =
1,75285,5
=499,6 МПа,
коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность ( см. с.11);
-
коэффициент долговечности, так как
>
NFG5 =4
106, то
(см. с.11);
– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании (см. с.12);
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки (см. с.12).
Тогда:
Для колеса:
,
=1,75HBср6
= 1,75248,5
=434,9 МПа.
Поскольку NFE6=9,17
10 6 >
NFG6=4
10 6 , то
(см. с.11), тогда:
5.2.6 Предельные допустимые напряжения для расчета на изгибную выносливость
Для шестерни
МПа.
Для колеса
МПа.