- •1.Задание на выполнение курсового проекта
- •2.Введение
- •3.Выбор электродвигателя
- •4.Определение передаточного отношения редуктора и распределение его по ступеням.
- •5.Определение крутящего момента на валах редуктора
- •6.Выбор материалов зубчатых колес и расчет допускаемых напряжений
- •1Ой ступени: (6.1)
- •2Ой ступени: (6.2)
- •7. Расчет межосевых расстояний и геометрических параметров зубчатых колес
- •8. Проверочный расчет зубьев каждой шестерни и колеса по напряжениям изгиба
- •9. Расчет сил в зубчатых парах
- •10. Компановка и определение конструктивных параметров узлов редуктора
- •11. Расчет реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
- •12. Проверочный расчет подшипников
- •13. Расчет шпоночных соединений
- •14. Расчет валов на усталостную и статическую прочность
- •17. Проверочный расчет валов на жесткость
- •18. Выбор масла и расчет объема заливки в редуктор
- •Содержание
- •Литература
8. Проверочный расчет зубьев каждой шестерни и колеса по напряжениям изгиба
Для проверочного расчета зубьев каждой шестерни и колеса по напряжениям изгиба можно воспользоваться формулой:
(8.1)
где km -коэффициент, учитывающий форму зубьев и концентрацию
напряжений у основания зубьев, угол наклона и перекрытие
зубьев, степень точности передачи (табл.8.1);
kF - коэффициент нагрузки, учитывающий режим нагружения пе-
редачи, неравномерность распределения нагрузки по длине
зубьев, внутреннюю динамическую нагрузку, степень точно-
сти передачи (табл.8.1);
Мкрi в Нм; вi, mi, d1i в мм; []Fi в МПа.
1-я ступень
1-ое колесо (шестерня)
km =2,9103; kF =2,6;
2-ое колесо
km =2,9103; kF =2,6;
3-ое колесо (шестерня)
km =2,9103; kF =2,6;
4-ое колесо
km =2,9103; kF =2,6;
Проверим условие: (8.1)
Fi =49,72 МПа<[]Fi =157,24 МПа Fi =57,09 МПа<[]Fi =168,9 МПа Fi =141,52 МПа<[]Fi =185,82 МПа Fi =153,85 МПа<[]Fi =172,05 МПа
Все условия выполняют
Проверочный расчет на прочность зубьев шестерней и колес при действии пиковой нагрузки (Мкр.пi) проводится с целью предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев. Действие пиковой Мкрi оценивается коэффициентом перегрузки:
kп = Мкр.пi / Мкрi (8.2)
расчетах можно принять kп =1,5…2,0, что характерно при пуске или внезапной остановки исполнительного устройства.
Пиковая нагрузка (Мкр.пi) определяется по формуле:
Мкр.пi =kп Мкрi (8.3)
Мкр.п1 =kпМкр1= 1,7512,84=22,47 Нм
Мкр.п2=kпМкр2 = 1,7561,28=107,24 Нм
Мкр.п3=kпМкр2 = 1,7561,28=107,24 Нм
Мкр.п4=kпМкр3 = 1,75289,54=506,695 Нм
Контактное пиковое напряжение нmax не должно превышать допустимое контактное максимальное напряжение []нmax, т.е.:
, (8.4)
где Н - напряжение контактной выносливости при действии номинального Мкрi на каждом колесе.
Допускаемое контактное максимальное напряжение:
[]нmax = 2,8т - при объемной термообработке; т =562;
[]нmax = 2,8562=1573
Проверим соответствие условиям:
МПа
МПа
МПа
МПа
Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев колес максимальное напряжение изгиба Fmax не должно превышать допустимое напряжение изгиба []Fmax, т.е.:
, (8.5)
где Fi – напряжение изгибной выносливости при действии номинального Мкрi.
При этом
(8.6)
где Flimi –предел изгибной выносливости при действии номинального Мкрi;
kNimax - коэффициент долговечности, kNimax =4 для объемно упрочненных колес;
kst - коэффициент влияния частоты пиковой нагрузки (kst=1,2…1,3 при числе перегрузок за весь ресурс редуктора 103 и kst= 1,0 при большем числе перегрузок);
Sst 1,75 - коэффициент запаса прочности.
, где kп =1,75
МПа МПа
МПа
МПа
При HB=270 Flim1 =1,1270=297 МПа
При HB=290 Flim2 =1,1290=319 МПа При HB=250 Flim3 =1,1250=275 МПа При HB=270 Flim4 =1,1270=297 МПа
Проверим соответствие условию:
Fmax1 =275,17 МПа<[]Fmax1 =848,57 МПа Fmax2 =295,58 МПа<[]Fmax2 =911,43 МПа Fmax3 =254,8 МПа<[]Fmax3 =785,71 МПа Fmax4 =275,17 МПа<[]Fmax4 =848,57 Мпа
Условие выполняется.