Проверка передачи на прочность при кратковременной перегрузке. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса

Усилия в зацеплении

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса

Окружная скорость колес в зацеплении

Геометрические размеры шестерни и колеса для прямозубых передач

2.4.1 Диаметры делительных окружностей

d₁=m_*z₁=8_*17=136мм

d₂=m_*z₂=8_*102=816мм

Проверить условие:

a_w=(d₂+d₁)/2=(136+816)/2=476мм

2.4.2 Диаметры окружностей выступов

d_a1=d₁+2_*m=136+2_*8=152мм

d_a2=d₂+2_*m=816+2_*8=832мм

2.4.3 Диаметры окружностей впадин

d_f1=d₁-2,5_*m=136-2,5_*8=116мм

d_f2=d₂-2,5_*m=816-2,5_*8=796мм

2.4.4 Рабочая ширина венца шестерни и колеса

b₁=y_bd­­*d₁=0,4_*136=54,4мм;

b₁=56мм.

b₂=b₁-(4…6)=56-(4…6)=50мм.

V=w_2*d₁/(2_*10³) =6,1_*136/(2_*10³)=0,4148м/с.

Степень точности n=9. [1,с.5]

,

где Y_b – коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

Y_b=1 – для прямозубых колес; [1,с.5]

k_F – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

k_F=k_Fa*k_Fb*k_Fv,

здесь k_Fa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

k_Fa=1 - для прямозубых передач. [1,с.5]

k_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба;

k_Fb=1+(k^o_Fb-1)_*k_Fw,

здесь k^o_Fb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца в начальный период работы передачи;

k^o_Fb=1,67 [1,с.5]

k_Fw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев;

k_Fw=0,4 [1,с.5]

k_Fb=1+(1,67-1)_*0,4=1,268

k_Fv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

k_Fv=1,13 [1,с.5]

k_F=1_*1,268_*1,13=1,433

Y_e – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;

Y_e=1. [1,с.5]

2.7.1 Окружная сила

F_t1=-F_t2=2_*T_2*10³/d₁=2_*508,2_*10³/136=7473,5 H

2.7.2 Радиальная сила

F_r1=-F_r2=F_t1*tga_w=7473,5_*tg20⁰=2720,4 H

2.7.3 Сила нормального давления:

F_n1=F_t1 /cosa_w=7473,5/cos20⁰=7953,1 H

2.8.1 Максимальные напряжения изгиба

где s_Fmax1, s_Fmax2 – максимальное напряжение изгиба в зубьях шестерни и колеса;

Т_2max – максимальный вращающий момент на валу шестерни;

здесь Р_дв – номинальная мощность электродвигателя;

Р_дв=7,5 кВт

n_дв – номинальная частота вращения вала электродвигателя;

n _дв=935 об/мин

u, h – передаточное число и коэффициент полезного действия ступеней, через которые передается движение от вала электродвигателя к валу шестерни;

u=u₁=16;

h=h_1*h_2*h₄²,

здесь h₁=0,98 – к.п.д., учитывающий потери в муфте;

h₂=0,85 – к.п.д., учитывающий потери в червячной передаче;

h₂=0,99 – к.п.д., учитывающий потери в одной паре подшипников качения;

h=h_1*h₂=0,98_*0,85_*0,99²=0,816

Т_3max – максимальный вращающий момент на валу колеса;

Т_3max= Т_2max*u_2*h_3*h₄,

здесь h₃=0,95 – к.п.д., учитывающий потери в открытой цилиндрической передаче;

Т_3max=2493,5_*6_*0,95_*0,99=14070,8 Нм

Т₂ – номинальный вращающий момент на валу шестерни;

Т₂=508,2 Н_*м

Т₃ – номинальный вращающий момент на валу колеса;

Т₃=2725,5 Н_*м

[s]_Fmax – предельное допускаемое напряжение изгиба;

[s]_Fmax=0,8_*s_т – при твердости поверхности зубьев £350HB;

[s]_F1max=0,8_*750=600МПа

[s]_F2max=0,8_*630=504МПа

Дата добавления: 2017-01-14