
- •Содержание и порядок выполнения курсовой работы.
- •Пример выполнения основных этапов курсового проекта с пояснениями и расчетами.
- •Исходные данные:
- •Расчёт требуемой мощности электродвигателя и выбор серийного электродвигателя.
- •4. Проектный и проверочный расчеты закрытой передачи
- •Определение допускаемых контактных напряжений.
- •Определение допускаемых изгибных напряжений.
- •Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках.
- •Геометрический расчёт закрытой цилиндрической передачи
- •Проверочный расчёт закрытой цилиндрической передачи
- •Проверка контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев колёс.
- •Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
- •4.1. Выбор материала, термообработки и допускаемых напряжений.
- •4.2. Определение межосевого расстояния и размеров зубчатых колес.
- •4.7. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.
- •4.8. Проверочный расчет на изгибную выносливость.
- •4.9. Проверочный расчет зубьев при перегрузках.
- •Расчет редукторных валов.
- •5.1. Расчет валов на чистое кручение (проектный расчет)
- •5.2. Выполнение компоновочных чертежей редуктора
- •Определение опорных реакций и построение эпюр внутренних усилий в валах.
- •Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность.
- •6. Описание конструкции редуктора.
- •Литература
- •Приложения.
- •Габаритно-присоединительные размеры электродвигателей аир.
- •Пример выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса
- •Пример выполнения рабочего чертежа тихоходного вала
Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба
Расчёт выполняют после уточнения нагрузок на зубчатые колёса и их геометрических параметров. При равнопрочной работе зубьев шестерни и колеса должно соблюдаться условие равенства отношений допускаемых напряжений к коэффициентам формы зуба у шестерни и колеса:
Если этого нет, то проверку прочности по напряжениям изгиба проводят для более слабого элемента соединения, у которого это отношение будет иметь меньшую величину.
Проверяют справедливость соотношения расчётных напряжений изгиба σF и допускаемых напряжений [σF]:
,
где YF - коэффициент формы зуба. Определяемый для внешнего зацепления по графику рис. 8 или по табл.11;
Yε = 1/ Kε∙ εα – коэффициент перекрытия зубьев; как и ранее Kε – коэффициент точности взаимодействия колес, εα - коэффициент торцевого перекрытия;
Yβ = cos β – коэффициент наклона зубьев (Yβ = 1- β0 / 140);
Коэффициенты KFβ, KFv, KFα назначаются соответственно по рис.7, табл. 10 и табл. 11.
Окружное усилие (Н) в зацеплении колёс рассчитывают по формуле
Примечание: табл. 11 составлена для случая отсутствия смещения зуборезного инструмента (x = 0) при зубонарезании.
Если
при проверочном расчёте рабочие
напряжения изгиба
в зубьях колёс оказываются значительно
меньше величины, чем допускаемые
напряжения
,
то для закрытых передач это вполне
допустимо, так как нагрузочная способность
таких передач ограничивается, как
правило, контактной выносливостью
зубьев.
Таблица 11. Коэффициент формы зуба YF (для x = 0)
Z или ZV |
YF |
Z или ZV |
YF |
Z или ZV |
YF |
Z или ZV |
YF |
Z или ZV |
YF |
16 |
4,29 |
25 |
4,00 |
35 |
3,85 |
60 |
3,69 |
100 |
3,60 |
17 |
4,25 |
26 |
3,98 |
40 |
3,80 |
65 |
3,67 |
120 |
3,58 |
20 |
4,13 |
28 |
3,94 |
45 |
3,76 |
70 |
3,66 |
150 |
3,56 |
22 |
4,07 |
30 |
3,91 |
50 |
3,73 |
80 |
3,64 |
180 |
3,54 |
24 |
4,02 |
32 |
3,88 |
55 |
3,71 |
90 |
3,62 |
|
3,47 |
Рис.8. График для определения коэффициента формы зуба для случая внешнего зацепления (x - коэффициент смещения)
Далее рассмотрим реализацию изложенных рекомендаций для нашего конкретного примера.
4.1. Выбор материала, термообработки и допускаемых напряжений.
4.1.1. Выбор материала и термообработки.
Принимаем: для шестерни - сталь 45, улучшение HB 241....285, среднее (расчетное) значение HBI260 ,
для колеса - сталь 45 , улучшение HB 200....240, среднее значение твердости HB2220.
Примечание: марки материалов и рекомендуемые твердости см.табл. 4.
4.1.2. Определение общего времени работы передачи и времени работы на отдельных режимах.
t =Клет ∙365∙Кгод ∙24∙ Ксут = 5∙365∙0,5∙24∙0,3 = 6570 час.
на 1 режиме t 1 = 0.3∙t = 0.3∙6570 = 1971 час.;
на 2 режиме t 2 = 0.3∙t = 0.3∙6570 = 1971 час ;
на 3 режиме t 3 = 0.4∙t = 0.4∙6570 = 2628 час.
4.1.3. Эквивалентное время работы.
t H = (Ti /T1)3∙t i = 13∙1971+0.83 ∙1971+0.43∙2628 = 3150 час.
4.1.4. Эквивалентное число циклов нагружений:
NHE1 = 60∙n1∙tHE∙c = 60∙970∙3150∙1.0 = 183∙106,
NHE2 = 60∙n2∙tHE∙c = 60∙194∙3150∙1.0 = 36.7∙106.
4.1.5. Коэффициент долговечности для шестерни и колеса.
Базовое число циклов нагружения материала шестерни и колеса
NHO1 =18∙106 и NHO2 =12∙106
Примечание: базовое число циклов нагружения определено по графику рис. 5.
Коэффициент долговечности для шестерни
,
принимаем KHL1
= 1.
Коэффициент долговечности для колеса
,
принимаем KHL2
= 1.
4.1.6. Базовый предел контактной выносливости для материалов шестерни и колеса
HO1 =2∙HB1 +70 = 2∙260+70 = 590 МПа,
HO2 =2∙HB2 +70 = 2∙220+70 = 510 МПа, (см. табл. 5.).
4.1.7. Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса.
[H]1 = HO1∙ КHL1/ SH = 590∙1.0/1.1 = 536,4 МПа,
[H]2 = HO2 ∙ КHL2/ SH = 510∙1.0/1.1 = 464 МПа,
где SH =1.1 коэффициент безопасности, см. табл. 4.
Расчетное допускаемое контактное напряжение [ H] = 464 МПа.
4 3.1.8. Эквивалентное время работы
tFE=
16∙1971+0.86∙1971+0.46∙2628
2500час.
4.9. Эквивалентное число циклов нагружений:
NFE1 = 60∙n1∙tFE ∙ c = 60∙970∙2500∙1 = 145.5∙106;
NFE2 = 60∙n2∙tFE ∙ c = 60∙194∙2500∙1 = 29.1 ∙106.
4.1.10. Коэффициент долговечности для материала шестерни и колеса.
Базовое число циклов нагружений NF01 = NFO2 = 4∙106
принимаем
KFL1
=
1.0
принимаем
KFL2
= 1,0.
4.1.11. Базовый предел изгибной выносливости.
FO1 = 1.8∙HB1 = 1,8∙260 = 468 МПа,
FO2 = 1.8·HB2 = 1,8∙220 = 396 МПа, см. табл. 5
4.1.12. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на изгибную выносливость. Нагрузка не реверсивная.
[F]1 = (FO1∙ KFL1 ∙ KFC)/SF = (468∙1∙1)/1.75 = 267,4 МПа,
[F]2 = (FO2 ∙ KFL2 ∙ KFC)/SF = (396∙1∙1)/1.75 = 226,3 МПа,
где SF = 1.75 - коэффициент безопасности, табл. 5, KFC = 1.0 - коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.
4.1.13. Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную прочность при перегрузке моментом Тmax.
[σH]max = [σH]max2 = 2.8·σT = 2.8·450 = 1260 МПа, табл. 5.
4.1.14 Допускаемые напряжения изгиба при расчете на изгибную прочность.
[F]max1=2.74∙HB1 = 2.74∙260 = 712 МПа,
[F]max2=2.74∙HB2 = 2.74∙220 = 603 МПа, табл. 5.