Читать курсовая по технологии машиностроения: "Основы проектирования ленточного конвейера" Страница 3

(Назад) (Cкачать работу)

Суммарная погрешность основных шагов пары: fpbΣ === 30,6 Критерий допустимого повреждения активных поверхностей зубьев

по контактным напряжениям по изгибу

αα = 0,2, т.к. НВ2 < 350НВ αα = 0,4

Коэффициент приработки уα = 0,5(уα1 + уα2) = 0,5(1,43 + 6,4) = 3,92 уα = 0 где уα1 = 0,075 fpb1 = 0,075 · 19 = 1,43

для колес с объемной закалкой ТВЧ уα2 = 160 fpb2 / σНlim2 = 160 · 24 / 600 = 6,4 – для улучшенных колес. Фактор В. В = СY(αα fpbΣ - уα) = 24,5(0,2 · 30,6 – 3,92) = 53,9; В = СYαα fpbΣ = 24,5·0,4·30,6 = 300 где СY = 0,5(24,1 + 24,9) = 24,5 – суммарная торцевая жесткость пары зубьев [1],

при zV1 = z1 / cos3βW = 26 / cos312,8386° = 28 и zV2 = z2 / cos3βW = 78 / cos312,8386° = 84, поскольку βW = 12,8386° - среднее значение рекомендуемого угла наклона зуба, zV1 и zV2 - приведенные числа зубьев шестерни и колеса.

Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев: КНα = 0,9 + 0,4 = 0,9 + 0,4 = 1,05

КFα = 0,9 + 0,4 = 0,9 + 0,4 = 2,17 Коэффициент нагрузки: КН = КА КНV КНβ КНα = 1 · 1,02 · 1,03 · 1,05 = 1,1

КF = КА КFV КFβ КFα = 1 · 1,06 · 1,03 · 2,17 = 2,37 Уточнение допускаемого контактного напряжения.

Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев. При Rα = 1,25, ZR = 1 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. При V < 5 м/с, zv = 1[1].

Коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса. При dW ≤ 700 мм, ZX = 1[1].

Уточнения [σ]H не требуется, поскольку ZR ZV ZX = 1.

Определение допускаемого напряжения при расчете на сопротивление усталости при изгибе.

Предел выносливости при изгибе σFlim10 = 480 МПа для стали 40Х, при сквозной закалке ТВЧ, σFlim20 = 1,75НВ2 = 1,75 · 265 = 464 МПа [2].

Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки: YZ = 1 – штампованная заготовка [1].

Коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности. При шлифованной поверхности: Yg1 = 1, Yg2 = 1,1 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения. При отсутствии упрочнения: Yd1 = 1,35; Yd2 = 1,3 [1].

Коэффициент, учитывающий влияние характера приложенной нагрузки. При односторонней нагрузке: YA = 1 [1].

Предел выносливости зубьев при изгибе: σFlim1 = σFlim10 YZ Yg1 Yd1 YA = 480 · 1 · 1 · 1,35 · 1 = 648 МПа

σFlim2 = σFlim20 YZ Yg1 Yd1 YA = 464 · 1 · 1,1 · 1,3 · 1 = 664 МПа Коэффициент запаса при изгибе: SF1 = 1,7; SF2 = 1,7 [1].

Эквивалентные числа циклов при изгибе: NFE1 = NΣ1 μ9 = 6,27 · 108 · 0,412 = 2,58 · 108

NFE2 = NΣ2 μ6 = 2,1 · 108 · 0,436 = 0,92 · 108 Коэффициент долговечности, так как NFE1(2) > 4 · 106, принимаем YN1 = YN2 = 1 [1]. Коэффициент, учитывающий градиент напряжений: Yб = 1,082 – 0,172 lgm = 1,082 – 0,172 lg1,5 = 1,05 Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности YR = 1 [1].

Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса: YX1 = 1,05 – 0,000125dW1 = 1,05 – 0,000125 · 40 = 1,05

YX2 = 1,05 – 0,000125dW2 = 1,05 – 0,000125 · 120 = 1,03 Допускаемые напряжения: [σ]F1 = ((σFlim1 YN1)/SF1) · Yб YR YX1 = ((648 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,05 = 420 МПа

[σ]F2 = ((σFlim2 YN2)/SF2) · Yб YR YX2 = ((664 · 1)/1,7) · 1,05 · 1 · 1,03 = 418 МПа Расчетные коэффициенты

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. При βW = 12,8386°, х = 0 – ZH = 2,46 [1].

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий: Zε = == 0,77 Коэффициенты, учитывающие форму зуба и концентрацию напряжений.

При х = 0, zV1 = 28 и zV2 = 84, YFS1 = 3,82 и YFS2 = 3,64

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба: Yβ = 1 - εβ = 1 – 1,51 = 0,838 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Yε = 1 / εα = 1 / 1,69 = 0,592 Проверка на сопротивление усталости.

Проверка по контактным напряжениям: σН = 190 ZH Zε = 190 · 2,46 · 0,77 = 526 МПа < 669 МПа = [σ]h Проверка на изгиб.

Похожие работы