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.
Дата добавления: 2018-10-26; просмотров: 107; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!