Главная | Обратная связь
МегаЛекции

РАСЧЁТ ЗУБЬЕВ НА ПРОЧНОСТЬ ПРИ ПЕРЕМЕННОМ ИЗГИБЕ





 

Запишем условие прочности:

σF ≤ [ σF ] ,

 

где σF - действующее напряжение при переменном изгибе;

[ σF ] – допускаемое напряжение при переменном изгибе.

Значение [ σF ] определим по формуле:

[ σF ]= · kFL , (26)

 

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

kFL =  ,

 

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

NF Е = NHE =197,71·106 – число нагружений зуба колеса за весь срок службы передачи;

m=9, т.к. HB>350.

kFL = =0,648.

 

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

Вычислим значение [ σF ] по формуле (26):

[ σF ]= ·1=400·106 Па.

 

Величину σF определим по формуле:

 

σF =  ·YF , (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;

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

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

zk = z 2 = 100 - число зубьев колеса;

V к=1,35 – коэффициент формы зуба.

YF выбираем по эквивалентному числу зубьев zv, где

 

zv = = =113.

 

Соответственно YF = 3,75.

Найдём величину σF по формуле (27):

 

σF = = =368,05 МПа.

 

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

 


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 ·Мн=222,32 Н·м, где величина Мн – 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 σF примерно равно допускаемому напряжению [ σF ]).

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





Рекомендуемые страницы:

Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015- 2019 megalektsii.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав.