- •Курсовий проект
- •1. Определение ресурса приводного устройства
- •2. Выбор двигателя. Кинематический расчёт привода
- •3. Выбор материалов зубчатых передач.
- •4. Расчёт закрытой передачи
- •5. Расчет открытой передачи
- •6. Нагрузки валов редуктора
- •7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора
- •8. Выбор муфты
3. Выбор материалов зубчатых передач.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ
3.1. По [1; табл. 2.1, с. 11] выбираем материал шестерни и колеса цилиндрической зубчатой передачи – сталь 40ХН с такими характеристиками:
для шестерни:
термообработка – улучшение;
твердость поверхности – 48…53 НВ;
предел текучести – σт = 750 МПа;
предельные размеры заготовки Dпред = 200 мм и Sпред = 125 мм;
для зубчатого колеса:
термообработка – улучшение;
твердость поверхности – 45…50 НВ;
предел текучести – σт = 750 МПа;
предельные размеры заготовки Dпред = 125 мм и Sпред = 80 мм.
3.2. Средняя твердость поверхности:
для шестерни
НВср = 0,5(НВmin+НВmax) = 0,5(48+53) = 50,5 НВ;
для зубчатого колеса
НВср = 0,5(НВmin+НВmax) = 0,5(45+50) = 47,5 НВ.
3.3. Базовые числа циклов нагружений:
для шестерни:
- при расчете на контактную прочность [1; с. 13]
NHG = 30НВср2,4 = 304952,4 = 87,9·106 ≤ 12·107;
- при расчете на изгиб [1; с. 15]
NFG = 4·106;
для зубчатого колеса:
- при расчете на контактную прочность [1; с. 13]
NHG = 30НВср2,4 = 304602,4 = 73,7·106 ≤ 12·107;
- при расчете на изгиб [1; с. 15]
NFG = 4·106.
3.4. Действительные числа циклов перемены напряжений:
для шестерни
N1 = 60n1Lh = 60236,324820 = 351,9·106;
для зубчатого колеса
N2 = N1 / uзп = 351,9·106 / 5,6 = 62,84·106.
3.5. Коэффициенты долговечности для шестерни и зубчатого колеса при расчете:
- по контактным напряжениям [1; с. 13]
при N ≥ NHG ZN = 1,0;
- на изгиб [1; с. 15]
при N ≥ NFG YN = 1,0.
3.6. Для стали 40ХН и термообработки улучшением находим базовые значения допускаемых напряжений:
для шестерни:
- базовое допускаемое контактное напряжение (предел контактной выносливости) [1; табл. 2.2, с. 13]
[σ]Нlim = 17НВср+200 = 1750,5+200 = 1060 МПа;
- базовое допускаемое напряжение изгиба (предел выносливости на изгиб) [1; табл. 2.3, с. 14]
[σ]Flim = 700МПа;
для зубчатого колеса:
- базовое допускаемое контактное напряжение [1; табл. 2.2, с. 13]
[σ]Нlim = 2НRCср+200 = 1747.5+200 = 1008 МПа;
- базовое допускаемое напряжение изгиба [1; табл. 2.3, с. 14]
[σ]Flim = 1,75НВср = 600 МПа.
3.7. Определяем допускаемые контактные напряжения:
для шестерни
[σ]Н1 = [σ]НlimZNZRZv / SH = 7001,00,951,0 / 1,1 = 605 МПа;
для зубчатого колеса
[σ]Н2 = [σ]НlimZNZRZv / SH = 6001,00,951,0 / 1,1 = 518 МПа,
где ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев; ZR = 0,95 [1; с. 13, 14];
Zv – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; при малых окружных скоростях (v до 5 м/с) Zv = 1,0 [1; с. 14];
SH – коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала (в том числе и улучшенных) SH = 1,1 [1; с. 13].
3.8. Определяем допускаемые напряжения изгиба:
для шестерни
[σ]F1 = [σ]FlimYNYRYA / SF = 6051,01,01,0 / 1,7 = 356 МПа;
для зубчатого колеса
[σ]F2 = [σ]FlimYNYRYA / SF = 5181,01,01,0 / 1,7 = 305 МПа,
где YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями; при зубофрезеровании YR = 1,0 [1; с. 15];
YA – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки (см. п. 1.3) YA = 1,0 [1; с. 15];
SF – коэффициент запаса прочности; SF = 1,7 [1; с. 15].
3.9. Результаты выполнения раздела
Элемент передачи |
Марка материала |
Dпред |
Термообработка |
Средняя твердость НВср |
Предел текучести σт |
Допускаемые напряжения | |
контактное [σ]Н |
изгиба [σ]F | ||||||
Sпред | |||||||
МПа | |||||||
Шестерня |
сталь 40ХН |
200 |
улучшение |
50,5 |
750 |
605 |
356 |
125 | |||||||
Колесо |
сталь 40ХН |
125 |
улучшение |
47,5 |
750 |
518 |
305 |
80 |