Расчёт зубьев на прочность при переменном изгибе

 

Запишем условие прочности:

σ_F ≤ [ σ_F ],

 

где σ_F - действующее напряжение при переменном изгибе;

[ σ_F ] – допускаемое напряжение при переменном изгибе.

Значение [ σ_F ] определим по формуле:

[ σ_F ]= · k_{FL ,} (26)

 

где σ _{-1 F} = 700 МПа – предел выносливости материала при симметричном изгибе; [ k_F ]= 1,75 – коэффициент безопасности (зависит от технологии изготовления зубчатого колеса: заготовка получается штамповкой); k_FL – коэффициент долговечности;

k_FL =  ,

 

где N_FO =4·10⁶ – базовое число циклов нагружения (взято из конспекта лекций [2]);

N_{F Е} = N_HE =197,71·10⁶ – число нагружений зуба колеса за весь срок службы передачи;

m =9, т.к. HB>350.

k_FL = = 0,648.

 

Т.к. 1 ≤ k_FL ≤ 1,63,то принимаем k_FL = 1.

Вычислим значение [ σ_F ] по формуле (26):

[ σ_F ] = ·1=400·10⁶ Па.

 

Величину σ_F определим по формуле:

 

σ_F =  ·Y_F, (27)

 

где M _{∑ max} =216 (Н·м) – максимальный суммарный момент;

k _Д · k _К =1,3, где k _К – коэффициент концентрации, k _Д – коэффициент динамичности;

m =1,25·10^-3 м – нормальный модуль зубчатого зацепления;

t_k =25·10^-3 м – ширина венца зубчатого колеса;

β =16˚15΄37˝ - угол наклона линии зуба;

z_k = z ₂ = 100 - число зубьев колеса;

V _к =1,35 – коэффициент формы зуба.

Y_F выбираем по эквивалентному числу зубьев z_v, где

 

z_v = = = 113.

 

Соответственно Y_F = 3,75.

Найдём величину σ_F по формуле (27):

 

σ_F = = =368,05 МПа.

 

Получили, что 368,05 МПа < 400 МПа, а это удовлетворяет условию σ_F ≤ [ σ_F ].

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

По заданным геометрическим, весовым и эксплуатационным параметрам был выполнен синтез плоского рычажного механизма с одной степенью свободы, в результате которого были найдены размеры звеньев механизма и межопорные расстояния.

Был произведен кинематический анализ механизма, основанный на построении ряда последовательных положений звеньев механизма и соответствующих им планов скоростей, в результате которого были определены относительные линейные скорости характерных точек и относительные угловые скорости звеньев.

Далее был проведен силовой анализ механизма. С целью его упрощения были заменены все звенья и усилия эквивалентной с точки зрения нагруженности привода динамической моделью. На основе динамического анализа были определены составляющие момента движущих сил (Мдв), предназначенные для преодоления сил статистического сопротивления – статический момент (Мст), и динамического сопротивления – динамический момент (Мдин). При определении суммарного момента движущих сил (М∑) были учтены потери на трение (КПД механизма равен 68%).

На основе расчетного момента Мрасч (Мрасч = k ₁ · k ₂ · М _н =222,32 Н·м, где величина М _н – есть среднеинтегральное значение функции М_∑(φ), К₁ – коэффициент, отражающий повышенную частоту вращения быстроходного вала редуктора, К₂ – коэффициент, отражающий влияние характера нагрузки) был выбран цилиндрический одноступенчатый мотор-редуктор МЦ-100 с максимальным крутящим моментом на выходном валу Т =230 Н·м передаточным числом i =3,57 и коническими радиальноупорными подшипниками №7308 на тихоходном валу, установленными враспор.

Для тихоходного вала редуктора, который выполнен из стали 40Х (термическая обработка – улучшение), в результате проектировочного расчёта на статическую прочность был определён диаметр вала (d =44 мм) в опасном сечении – под срединной плоскостью зубчатого колеса. По результатам проектировочного расчёта на прочность при смятии для соединения «вал – колесо» были выбраны две диаметрально расположенные призматические шпонки 12×8×28 со скруглёнными краями по ГОСТ 23360-78.

Далее был произведён проверочный расчёт вала на выносливость с учётом конструктивных и технологических факторов, а также форм циклов нормальных и касательных напряжений, в результате которого было установлено, что вал удовлетворяет условию усталостной прочности, т.к. значение фактического коэффициента запаса прочности n =5,95 больше, чем значение нормативного коэффициента [ n ] =2,5.

Проверочный расчёт зубчатой пары на прочность (в качестве материала колеса и шестерни была выбрана сталь 40Х с поверхностной закалкой рабочей поверхности зубьев) по контактным и изгибающим напряжениям подтвердил работоспособность зубчатой пары (действующее контактное напряжение σ _н примерно равно допускаемому напряжению [ σ _н ], действующее напряжение при переменном изгибе σ_F примерно равно допускаемому напряжению [ σ_F ]).

Следовательно, можно сказать, что спроектированный привод пресс-автомата удовлетворяет всем условиям работоспособности, рассмотренным в расчётно-пояснительной записке.

1234	Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: