Проверочный расчет на контактную выносливость

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления (σН, МПа) определяется по формуле [6]:

σН = ZHZMZɛ , (33)

где b – рабочая ширина венца более узкого зубчатого колеса; ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, определяется в зависимости от β, xi, zi по графику на рис. 4; ZM – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных колес коэффициент ZM = 275, Н1/2/мм; Zɛ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по графику на рисунке 5 в зависимости от коэффициентов ɛα и ɛβ. Коэффициент торцового перекрытия ɛα и коэффициент осевого перекрытия ɛβ определяются по формулам:

ɛα = [1,88 – 3,2( )] cosβ; (34)

ɛβ = bw sin β / πm; (35)

Ft – расчетная окружная сила, Н:

Ft = , (36)

где T1 – крутящий момент на ведущем валу, Нм (см. табл. 3); - начальный диаметр шестерни, мм (см. табл. 11);

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес = 1. Для косозубых зависит от окружной скорости колес ( м/с) и от степени точности передачи. При окружной скорости ~3 м/с (в рассматриваемом (табл. 13) примере для зубчатых колес можно принять восьмую степень точности и ; – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (см. табл. 10); – коэффициент динамической нагрузки в зацеплении, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. Для восьмой степени точности величина приведена в табл. 12.

Рис. 4. График для определения коэффициента ZН (графики приведены для значений отношений суммы смещений исходного контура к сумме зубьев шестерни и колеса (x1+x2)/(Z1 + Z2))

 

Рис. 5. График для определения коэффициента Zԑ (для прямозубой передачи

εβ = 0)

 

Таблица 12. Значение коэффициента динамической нагрузки

, м/с
для прямозубых колес 1,04 1,08 1,16 1,24 1,32 1,4
для косозубых колес 1,01 1,02 1,04 1,06 1,07 1,08

 

Как указывалось выше, расчётное контактное напряжение в полюсе зацепления (σH), МПа не должно превышать допускаемых контактных напряжений:

σH ≤ σHP.

Однако, для обеспечения высокого технического уровня редуктора и эффективного использования материала зубчатых колёс допускается недогрузка передачи (σН< σНP) не более, чем на 10%, и перегрузка (σН> σНP) до 5%. Если указанные рекомендации не соблюдаются, следует изменить ширину зубчатого венца колеса b2:

(37)

Результаты проверочного расчета зубчатых колес редуктора на контактную прочность по формуле (33) приведены в табл. 13. Как следует из этих результатов, для первой ступени допущена перегрузка на 0,6 %, а для второй – недогрузка на 13,8 %. Результаты проверочного расчёта первой ступени следует признать удовлетворительными.

Таблица 13. Результаты расчета на контактную прочность зубчатых колес

Передача Обозначение параметра и размерность
ZH ZM Zɛ T1, Hм мм Ft, Н uф , м/с
Косозубая 1 ступени 1,73 0,78 47,78 34,74 7,06 2,64
Прямозубая 2 ступени 1,77 0,88 325,9 80,39 3,48 0,86

Продолжение таблицы 13

Передача ɛα ɛβ σНР, МПа мм σН МПа
Косозубая 1 ступени 1,07 1,4 1,03 1,63 1,257
Прямозубая 2 ступени 1,0 1,1 1,03 1,67

В связи с большой недогрузкой следует скорректировать ширину зубчатого венца второй передачи по формуле (37):

60 (671/778)2 = 44,6 мм.

Примем уточненное значение ширины зубчатого венца второй передачи по результатам проверочного расчёта на контактную прочность b = 45 мм. Принятое уточнение следует проверить расчётами на выносливость зубчатых колес при изгибе.







Дата добавления: 2016-07-05; просмотров: 1296; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ


Поиск по сайту:

Воспользовавшись поиском можно найти нужную информацию на сайте.

Поделитесь с друзьями:

Считаете данную информацию полезной, тогда расскажите друзьям в соц. сетях.
Poznayka.org - Познайка.Орг - 2016-2020 год. Материал предоставляется для ознакомительных и учебных целей. | Обратная связь
Генерация страницы за: 0.021 сек.