Учебник - КШО - Живов (1031225), страница 23
Текст из файла (страница 23)
1,2для двух- и четырехкривошипных; ^2 ~ коэффициент концентрации нагрузки поширине колеса или шестерни вследствие упругой деформации опор и валов, равный 1 для открытых передач и 1,1... 1.3 для закрытых; к^^^ - коэффициент долговечности; ^4 ~ коэффициент, учитывающий биение в зацеплении вследствиенеточного изготовления зубьев и равный 1,0... 1,6 в зависимости от степени точности зацепления (чем ниже степень точности, тем выше значение к^, окружной скорости (с увеличением скорости значение к^ возрастает) и поверхностной твердости зубьев (незначительно уменьшается при повышении твердости поверхности).Среднее напряжение цикла и амплитуда напряжений определятся соответственновыражениями115Раздел L КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫ2'^' 2При определении а^ и а^ считают, что рабочий крутящий момент М^ вызывает в зубьях положительное напряжение изгиба: о^^^ = a„, а при действии тормозного момента М^ - отрицательное напряжение: с^^^ = -ф^с^и' ^-^^ Ф^" коэффициент, учитывающий нагружение передачи тормозным моментом, ф =^—;М^расч ~ расчетный момент муфты при включении.
Для прессов с муфтой на приемном валу ф' = 0,25 ...0,40, а для прессов с муфтой на ведущем валу ф' = 0.Следовательно, уравнение (3.36) можно преобразовать к виду^ а = ^ и ( 1 + фО_8,Р," ^ 1 + Ф;2Введем для выражения в квадратных скобках следующее обозначение:еоРс1 + Ф'Тогда максимальное приведенное напряжениео , =А:„(1+ф')Ф<,(^)а„/2.(3.37)Из курса деталей машин известно, что номинальное напряжение изгиба будет у корня ножки зуба:2МYj^YJ^^^,(3.38)m^zbгде Ур - коэффициент формы или прочности зуба шестерни (i^i) или колеса(7^2)9 значение которого зависит от эквивалентного числа зубьев z^ = z/cos Р;7g - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев и равный 1 для прямозубыхпередач не выше 7-го квалитета (ГОСТ 1643) и 1/[(0,85...0,95)8(^] для косозубыхи шевронных передач; 8^^ - коэффициент торцового перекрытия, в первом приближении8,-[l,88-3,2(l/z,±l/z2)]cosp;Z - число зубьев шестерни (zj) или колеса (Z2), причем знак «+» соответствуетвнешнему зацеплению, «-» - внутреннему; р - угол наклона зубьев к образующейделительного цилиндра, град; Y^ - коэффициент, учитывающий наклон зубьев:7р = 1-р/140°;116Глава3.
Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессовМ^ - крутящий момент на валу шестерни (М^|) или колеса (М^з)? ^ ~ модульнормального зацепления; b - рабочая ширина шестерни или колеса.Таким образом, допускаемый крутящий момент по усталостной прочностипри изгибе зубьев шестерни и сопряженного зубчатого колеса^•^^ к/П2к^(1^ц>')Ф^^^^^^^,У^причем шестерне здесь соответствует индекс / = 1, колесу - / = 2; значение запаса прочности П2 принимают по данным табл.
3.1.Из курса деталей машин известно также, что номинальное контактное напряжение наблюдается в ножке зуба у полюсной линии:C„^Z„Z,ZP-M4^,(3.39)где Zfj - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев,Z^~ l,77cosP, для угла зацепления 8 = 20°; Zj^ - коэффициент, учитывающиймеханические характеристики материала шестерни и колеса, например длястальных пар Zj^= 275 МПа ' ; Z^ - коэффициент, учитывающий длину контактной линии:2e=V(4-ea)/3ДЛЯ прямозубых колес идля косозубых и шевронных колес.Отсюда следует, что допускаемый крутящий момент по контактной выносливости зубчатого колеса с учетом условий работы зубчатой передачиЯ _Л^к2[стя]K^H^M^zл2zlm^b-2J 2кн{и±\)где [(5н\ - допускаемое контактное напряжение для заданного режима работызубчатой передачи,1^я1^ ,'[^я]о ~ базовый предел контактной выносливости (§ 5.2); 5'^ - коэффициентбезопасности, равный 1,1 для нормализованных или улучшенных зубьев и 1,2для зубьев, подвергшихся поверхностной химико-термической обработке; ^зя ~"коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость (§ 3.8);117РазделL КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫkff- коэффициент нагрузки, к^^ = к^к2к^\ и - передаточное число (знак «+» соответствует внешнему зацеплению, «-» - внутреннему, например при расчете планетарной передачи двухскоростной муфты).Используя соотношение M^ = Pj^m^, представим допускаемые силы на ползуне пресса по усталостной прочности на изгиб и по контактной выносливостишестерен и зубчатых колес тихоходной передачи соответственно в видеZ2m Ъ^D2K^H^M^z J 2кн(и±1)т^Выбор материалов для изготовления зубчатых колес и их механические характеристики приведены в § 5.2.При расчете допускаемых сил на ползуне пресса по прочности быстроходных зубчатых передач необходимо осуществить приведение крутящего моментак главному валу:Л^к.б =Л/^(г/'Лпот)где и' - передаточное число от рассматриваемого вала до главного; Г!^^^^ - КПД,учитывающий потери в передачах.3.7.
Коэффициент долговечностиСправочные значения предельных (базовых) напряжений усталости в металле валов и зубчатых колес соответствуют длительным периодам работы,обычно намного превышающим сроки службы этих деталей. В кривошипныхпрессах максимальные напряжения действуют не все время, а только в периодрабочего хода. Поэтому расчетные допускаемые напряжения могут не соответствовать предельным. Для этого в формулы допускаемых нагрузок введеныкоэффициенты долговечности (коэффициенты режима работы), учитывающиесрок службы и режим нагружения.Коэффициент долговечности вала при расчете на усталостную прочностьпри изгибегде т^ = 9; N- эквивалентное число циклов изменения напряжений; NQ=10 - базовое число циклов.При работе кривошипных прессов переменная нагрузка может быть обусловлена цикличностью действия пресса (рабочий ход, холостой ход ползуна, холостоевращение привода) либо технологическим использованием пресса (специальные118Глава 3. Силовой расчет и условие прочности кривошипных прессовТаблица 3.3.
Значения коэффициента использования ходов/;„для прессов различных типовТип прессаЛистоштамповочный:универсальный простого действиявытяжной двойного действияКГШПГКМЧеканочныйНожницыР.0,40-0,800,70-0,900,10-0,200,15-0,300,60-0,800,70-0,90машины всегда работают на номинальном нагрузочном режиме; специализированные и универсальные - лишь иногда, а большую часть времени недогружены).Поскольку действие нагрузки существенно только при рабочем ходе, при расчете числа циклов изменения напряжений следует учитывать не номинальную частоту п вращения главного вала или валов привода, а фактически используемое число оборотов в минуту Пф =р^^п, TjxQp^ - коэффициент использования ходов (табл.
3.3).Ориентировочные значения коэффициента долговечности при расчете валов и зубчатых передач для кривошипных прессов различных типов приведены в табл. 3.2.3.8. Условие прочности и номинальное усилиекривошипного прессаДетали кривошипного пресса по особенностям расчета на прочность можноподразделить на две группы.К первой группе относятся ведущие кривошипные валы в любом конструктивном исполнении, бугельные оси шестерен-эксцентриков, а также зубчатыепередачи главного привода.
Характерной особенностью деталей этой группыявляется то, что их прочность зависит от положения главного исполнительногомеханизма, координируемого углом поворота ведущего кривошипа.Ко второй группе относятся станина и другие детали пресса, воспринимающие силовую нагрузку в период рабочего хода. Детали этой группы рассчитывают по максимальному значению допускаемой силы на ползуне пресса, полученному при расчете деталей первой группы, и поэтому формально их прочностьне зависит от положения главного исполнительного механизма.Рассмотрим применимость трех видов расчета деталей на прочность: проектного, проверочного и расчета допускаемых нагрузок.При проектном расчете по известной силовой нагрузке (мощность, крутящий момент, сила) и режиму работы подбирают прочные размеры деталей техили иных узлов.
Допускаемые напряжения рассчитывают исходя из режима работы деталей и материала, из которого они изготовлены.119РазделI. КРИВОШИПНЫЕ ПРЕССЫПри проверочном расчете по заданным нагрузкам, размерам и материаламопределяют действительные напряжения и сравнивают их с допускаемыми длязаданных условий работы.При проектировании новых и модернизации кривошипных прессов оба расчета применяют для второй группы деталей.Расчет кривошипных валов, бугельных осей и связанной с ними тихоходнойзубчатой пары, являющихся наиболее ответственными деталями первой группы,сводится к определению допускаемых нагрузок на ползуне пресса.
Конструктивные размеры валов и осей задают в зависимости от номинального усилияпресса по опытно-статистическим соотношениям видаВ свою очередь конструктивные размеры зубчатых передач устанавливают взависимости от диаметра опорной шейки:^ =/(<^о)-Подобный подход к расчету кривошипного пресса объясняется тем, что его характеристика по номинальному усилию для проектного задания условна и не даетполного представления о допустимом нагружении в процессе работы. Зависимость допускаемой силы в деталях первой группы от положениямеханизмов приводит к тому, что условие равнопрочности в кривошипных прессах не выполняется, в отличие, например, от гидравлическихпрессов, где максимум силы может быть достигнут при любом положении подвижной поперечины.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
