Мегаобучалка Главная | О нас | Обратная связь  


Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба




.

Здесь JF = 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической; КF – коэффициент нагрузки.

КF = К­­FbКFu = 1,21×1,45 = 1,755,

где КFb = 1,21 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, берется из табл. 3.7 [1] при ybd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ < 350; КFu = 1,45 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при твердости НВ < 350, скорости u = 5,2 м/с и 7-й степени точности (см. табл. 3.8 [1]) (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на с. 53).

 

 

Коэффициент формы зуба YF выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [1, c.46]:

для шестерни

,

при этом YF1 = 3,88 [1, с.42];

для колеса

,

при этом YF2 = 3,6 [1, с.42].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на изгиб

.

Предел выносливости при изгибе по табл. 3.9 [1] для стали Ст 40Х улучшенной при твердости НВ < 350 = 1,8 НВ;

для шестерни = 1,8×270 = 490 МПа;

для колеса = 1,8×245 = 440 МПа.

Коэффициент запаса прочности

[SF] = [SF]'.[SF]'' = 1,75×1 = 1,75,

где [SF]' = 1,75 (по табл. 3.9 [1]) – учитывает нестабильность механических свойств;



для поковок и штамповок [SF]'' = 1.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа;

для шестерни отношение

МПа;

для колеса

МПа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

МПа < [sF2] = 250 МПа.

Проверочный расчет на изгибную статическую прочность

При пиковой нагрузке

Расчетные изгибные напряжения при пиковой нагрузке

.

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением:

;

.

Условие прочности выполнено.

Таким образом, все условия прочности выполняются.

 

 

ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов по табл.1:

ведущего вала

Тк1 = Т1 = 49,2 Н×м;

ведомого вала

Тк2 = Тк1×u×h = 49,2×3,16×0,95 = 147,6 Н×м.

Диаметр выходного конца ведущего вала при допускаемом напряжении [tк] = 25 МПа (по формуле (8.16) [1])

мм.

Для соединения ведущего вала с помощью МУВП gj UJCN 21424-75 с валом электродвигателя dдв = 38 мм принимаем dв1 = 28 мм, под подшипниками dп1 = =30 мм, под шестерней dк1 = 20 мм.

Диаметр выходного конца ведомого вала dв2 определяем при [tк] = =25 МПа:

мм.

Так как выходной конец вала работает только на кручение, то можно принять меньшее значение диаметра (из конструктивных соображений). Примем db2 = 28 мм, под подшипниками dп2 = 30 мм, под зубчатым колесом dк2 = 35 мм. Последующие расчеты покажут оптимальность данного выбора.

 

 




Читайте также:
Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы...
Генезис конфликтологии как науки в древней Греции: Для уяснения предыстории конфликтологии существенное значение имеет обращение к античной...



©2015-2020 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (502)

Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку...

Система поиска информации

Мобильная версия сайта

Удобная навигация

Нет шокирующей рекламы



(0.011 сек.)