Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Разное / МОЙ КУРС ПО ДДДММ.doc
Скачиваний:
49
Добавлен:
13.04.2019
Размер:
814.59 Кб
Скачать

4. Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений

4.1. Выбор твёрдости, термообработки и материала зубчатой передачи:

а) Выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса:

Материал – Сталь 40Х

б) Выбираем термообработку для зубьев шестерни и колеса:

Для шестерни – улучшение, для колеса – нормализация

в) Выбираем интервал твердости зубьев шестерни НВ и НВ:

Для шестерни НВ=235…262

Для колеса НВ=269…302

г) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни НВ и колеса НВ:

НВ=(235 + 262)/2=248,5

НВ=(269+ 302)/2=285,5

НВср=(НВ+ НВ)/2=267HB

д) Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса sв, s-1:

Для шестерни sв=900 Н/мм2, s-1=410Н/мм2, sт=750 Н/мм2

Для колеса sв=790 Н/мм2, s-1=375 Н/мм2, sт=640 Н/мм2

е) Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни(Dпред – диаметр) и колеса(Sпред – толщина обода или диска):

Dпред=200мм, Sпред=125мм

4.2.Определение допускаемых контактных напряжений [s]н, н/мм2

а) Определяем время работы привода с учетом изменения режимов нагружения

tL1=0.1LH=0.1×20×103=2×103

tL2=0.4LH=0.4×20×103=4×103

tL3=0.5LH=0.5×20×103=10×103

б)Рассчитываем число циклов нагружения :

1)Nc1i=60×n1×tLi-для шестерни

Nc11=60×955×2×103=114,6×103

Nc12=60×955×8×103=458,4×103

Nc13=60×955×10×103=573×103

2) Nc2i=60×n2×tLi- для колеса

Nc21=60×175×2×103=21×103

Nc22=60×175×8×103=84×103

Nc23=60×175×10×103=105×103

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:

KHL1= KHL2=,

где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка), N=573ϖLh. Здесь ϖ – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh – срок службы привода(ресурс),ч.

для шестерни N1=циклов,

для колеса N2=циклов.

NH01=NH02=16.5 × 106

Т.к. N1>NH01 и N2>NH02, то KHL1 = KHL2=1

б) Определяем допускаемое контактное напряжение [s]H01 и [σ]H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH01 и NH02;

для шестерни [s]H01=1,8 НВ+ 67=Н/мм2

для колеса [σ]H02=1,8 НВ2ср+ 67= Н/мм2

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]H1 и колеса [σ]H2:

для шестерни [s]H1= KHL1[s]H01=1×580,9=580,9 Н/мм2

для колеса [σ]H2= KHL2[σ]H02=1×514,3=514,3 Н/мм2

Т.к. НВ- НВ= 37>20, но <50, цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]Н из полученных для шестерни [s]H1 и колеса [σ]H2, т.е. по менее прочным зубьям

[σ]Н=[σ]H2=514,3Н/мм2

4.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни КFL1=KFL2=

где NF0=4×106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка)

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]F01 и [σ]F02 соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни [σ]F01=1,03 НВ=1,03×248,5=255,96 Н/мм2

для колеса [σ]F02=1,03 НВ2ср=1,03×285,5=294,07 Н/мм2

в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2:

для шестерни [σ]F1= КFL1[σ]F01=255,96×0,57=145,9 Н/мм2

для колеса [σ]F2= KFL2[σ]F02=294,07·0,75=220,5 Н/мм2

цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]F и из полученных для шестерни [s]F1и колеса [σ]F2, т.е. по менее прочным зубьям

[σ]F=[σ]F2=255.96Н/мм2

Для реверсивных передач [σ]F=255,955×0,75=191,97

Элемент передачи

Марка стали

Dпред

Термо –

обработка

НВ

sв

s-1

[σ]Н

[σ]F

Sпред

НВ2ср

Н/мм2

Шестерня

Колесо

Сталь40Х

200мм

125мм

Улучшение

Нормализация

248,5

285,5

790

900

375

410

514,3

580,9

191,79

220,55

Соседние файлы в папке Разное