Расчет зубьев на выносливость при изгибе — КиберПедия 

История развития пистолетов-пулеметов: Предпосылкой для возникновения пистолетов-пулеметов послужила давняя тенденция тяготения винтовок...

Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...

Расчет зубьев на выносливость при изгибе

2017-11-27 329
Расчет зубьев на выносливость при изгибе 0.00 из 5.00 0 оценок
Заказать работу

 

Силы, действующие в зацеплении:

· окружная Ft = 2 T 1 / d 1 = Н;

 

· радиальная F r = Ft tg a / cos b = Н;

 

· осевая Fa = Ft tg b = 1349×0,176 = 237 Н.

 

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

s F = Ft KF YF Y b KFL / (b mn) < s FР .

Коэффициент нагрузки

K F = KF b KFV,

 

где KF b – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), KF b = 1,33 (табл. П.3.12);

KFV – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), KFV = 1,3 (табл. П.3.13).

Таким образом

KF = KF b KFV = 1,33×1,3 = 1,73;

 

YF – коэффициент, учитывающий форму зуба, определяем по эквивалентному числу зубьев ZV:

ZV 1 = Z 1/ cos3 b = ;

ZV 2 = Z 2/ cos3 b = .

YF 1 = 3,98 (табл. П.3.14);

YF 2 = 3,6 (табл. П.3.14);

Y b – коэффициент учитывающий угол наклона зубьев;

 

KFL – коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного числа циклов.

KFL = ,

где NFE – эквивалентное число циклов напряжений.

 

Базовое число циклов по ГОСТ NFO = 4×106; при эквивалентном числе циклов большем базового (что принято при курсовом проектировании), KFL = 1.

 

 

Допускаемые напряжения на изгиб

s FP = s° F lim b KFL KFC / SF,

где SF = SF¢ SF¢¢,

здесь SF – коэффициент безопасности,

SF ¢ – коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес, SF¢ = 1,75 (табл. П.3.15);

SF¢¢ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок SF¢¢ = 1,0.

Таким образом, SF = 1,75 ×1 = 1,75.

 

KFC – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки KFC = 1, при двухстороннем – KFC = 1- g FC (коэффициент, учитывающий влияние химико-термической обработки, табл. П.3.15).

 

F lim b 1 = 1,8 НВ (табл. П.3.15);

F lim b 1 = 1,8 НВ = 1,8 ×230 = 414 МПа (для шестерни);

F lim b 2 = 1,8 × 200 = 360 Мпа (для колеса).

 

Допускаемые напряжения:

· для шестерни s FР 1 = МПа;

· для колеса s FР 2 = МПа.

 

Находим отношения s FР 1 / YF 1:

· для шестерни s FР 1 / YF 1 = МПа;

· для колеса s FР 2 / YF2 = МПа.

Вывод: дальше расчет производим только для колеса, так как соотношение s FР 1 / YF 1 > s FР 2 / YF 2 для колеса меньше, чем для шестерни.

 

Определим коэффициенты:

Y b = 1- b / 140 = .

Для средних значений торцевого перекрытия xa =1,5 и 8-й степени точности KF a= 0,92, n – степень точности колес, n = 8.

 

 

Проверяем прочность зуба по формуле

s F = Ft KF YF Y b KF a / (bmn)= МПа < s FР 2 =206 МПа.

Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.

Предварительный расчет валов редуктора

 

Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала

d в1 = [16 Т 1 / (p[tк])]1/3,

где [tк] – допустимые касательные напряжения при кручении.

[tк] = 20 … 25 МПа.

 

d в1 = мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (табл. П.3.24) d в2 = 18 мм.

Диаметр вала под подшипниками d п2 = 20 мм (табл. П.3.16). Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.3.24 и П.3.25.

Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом. Если перемычка меньше 10 мм, целесообразно выполнять вал-шестерню.

В нашем случае (d fd в) / 2 = (41,7 – 25) / 2 = 8,35 < 10 мм, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.


 

Рис. 3. Конструкция ведущего вала
3.2. Расчет ведомого вала

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, при расчете ведомого вала примем [tк]=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала:

 

d в2= [(16 Т 2 / (p[tк])]1/3 = мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (табл. П.3.24) d в2=30 мм.

Высота буртов вала принимается в соответствии с табл. П.3.25. Диаметр вала под подшипниками d п2=35 мм (табл. П.3.16), под зубчатым колесом d к2=40 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П.3.24, П.3.25. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.

 


 

Рис. 4. Конструкция ведомого вала

 



Поделиться с друзьями:

Механическое удерживание земляных масс: Механическое удерживание земляных масс на склоне обеспечивают контрфорсными сооружениями различных конструкций...

Биохимия спиртового брожения: Основу технологии получения пива составляет спиртовое брожение, - при котором сахар превращается...

Поперечные профили набережных и береговой полосы: На городских территориях берегоукрепление проектируют с учетом технических и экономических требований, но особое значение придают эстетическим...

Своеобразие русской архитектуры: Основной материал – дерево – быстрота постройки, но недолговечность и необходимость деления...



© cyberpedia.su 2017-2024 - Не является автором материалов. Исключительное право сохранено за автором текста.
Если вы не хотите, чтобы данный материал был у нас на сайте, перейдите по ссылке: Нарушение авторских прав. Мы поможем в написании вашей работы!

0.013 с.