Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений
Лекции.Орг

Поиск:


Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений




Расчет тихоходной цилиндрической передачи

Исходные данные для расчета

Получены из кинематического расчета и на основании исходных данных на проектирование.

Вращающий момент на шестерне ТIII, Н×м – 135,76.

Вращающий момент на колесе ТIV, Н×м – 462,88.

Частота вращения шестерни nIII, об/мин – 288.

Частота вращения колеса nIV, об/мин – 83,6.

Передаточное число передачи = 3,55.

Срок службы передачи Lh , час – 15000.

Режим работы I.

Смазка погружением колеса в масляную ванну.

Электродвигатель имеет следующие параметры:

- мощность номинальная , Вт – 5500;

- мощность расчетная , Вт – 4233,8;

- отношение пускового момента к номинальному Тмах / Тном = 2,2.

 

Выбор материалов зубчатых колес передачи и определение допускаемых напряжений

2.2.1 Выбор материала зубчатых колес

Так как к габаритным размерам редуктора не предъявляется особых требований, то по данным /2, с.7, таблица 1/ принимаем следующие материалы:

- для шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, твердость НВ3 269÷302, предел прочности σВ3 = 900 МПа, предел текучести σТ3 = 750 МПа;

- для колеса: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, НВ4 235÷262, предел прочности σВ4 = 700 МПа, предел текучести σТ4 = 640 МПа.

 

2.2.2 Средняя твердость материала шестерни и колеса

НВср3 = (НВmin3 + HBmax3) / 2 = (269 + 302) / 2 = 285,5 МПа;

НВср4 = (НВmin4 + HBmax4) / 2 = (235 + 262) / 2 = 248,5 МПа.

 

2.2.3 Число циклов перемены напряжений шестерни и колеса N∑1 и N∑2

N∑3 = 60 × Lh × nIII = 60×15000×289 = 2,6×108;

N∑4 = 60 × Lh × nIV = 60×15000×83,6 = 0,752×108 .

 

2.2.4 Эквивалентное число циклов перемены напряжений

При расчете на контактную выносливость:

- для шестерни: NHE3=kHE× N∑3= 0,3×2,6×108 = 0,78× 108,

здесь kHE = 0,3 – коэффициент приведения для режима работы I /2, с.12, таблица 5/;

- для колеса: NHE4=kHE× N∑4= 0,3×0,752×108 = 0,2256× 108.

При расчете на изгибную выносливость:

NFE3=kFE× N∑3= 0,3×2,6×108= 0,78×108,

здесь kFE = 0,3 – коэффициент приведения для режима работы II /2,с.12, таблица 5/;

NFE4=kFE× N∑4= 0,3×0,73×108= 0,219×108.

 

2.2.5 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу контактной выносливости шестерни и колеса NHG1 и NHG2 для колес из улучшенных сталей

NHG3 = 30 × (HBср3)2,4 = 30 × 285,52,4 = 23,47 × 106;

NHG4 = 30 × (HBср4)2,4 = 30 × 248,52,4 = 16,82 × 106 /2, с.8/.

2.2.6 Число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу изгибной выносливости

Для улучшенных сталей не зависимо от твердости зубьев колес:

NFG3 = NFG4 = 4 × 106 /2, с.8/.

2.2.7 Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость

2.2.7.1 Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость

Для шестерни:

,

где σНlim – предел контактной выносливости для улучшенных колес:

σНlim3=2· HBср3 +70 =2·285,5+70=641 МПа /2, с.9,таблица 3/;

SH – коэффициент запаса прочности при расчете на контактную прочность; SH = 1,1 – для улучшенных колес /2, с.9/.

- коэффициент долговечности, так как

> NHG3 =23,47 × 106, то /2, с.10/.

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, для материалов первой группы принимаем =0,9 /2, с.10/;

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, на предварительном этапе расчета принимаем = 1 /2, с.10/;

Тогда МПа.

Для колеса:

,

σНlim4=2·HBср4 +70 =2·248,5+70=567 МПа.

Поскольку NHE4 =0,365 × 108> NHG4=16,82 × 106, то

/2, с.10/;

МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение для прямозубых передач:

МПа,

Принимаем МПа.

2.2.7.2 Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную выносливость

Для шестерни:

,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле напряжений /2, с.12,таблица 4/, для улучшенных колес:

=1,75×HBср1= 1,75×285,5 =499,6 МПа,

- коэффициент запаса прочности при расчете на изгибную прочность /2, с.11/;

– коэффициент долговечности, так как

NFE3 6,91 × 108 > NFG3 = 4 × 106, то /2, с.11/;

– коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, при зубофрезеровании /2, с.12/;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса); при одностороннем приложении нагрузки /2, с.12/.

Тогда:МПа.

Для колеса:

,

=1,75×HBср4= 1,75×248,5 =434,9 МПа.

Поскольку NFE4 =0,219 × 10 8 > NFG4=4 × 10 6 , то /2, с.11/ , тогда:

МПа.

2.2.8 Максимальные допускаемые напряжения [σ]Hmax и [σ]Fmax

1) При расчете на контактную выносливость [σ] Hmax

[σ] Hmax = 2,8×σТ4 = 2,8 × 630= 1764 МПа.

2) При расчете на изгибную выносливость [σ]Fmax3 и [σ]Fmax4

[σ]Fmax3= 2,74 × НВ ср3 = 2,74 × 285,5 = 782,3 МПа;

[σ]Fmax4 = 2,74 × НВ ср4 = 2,74 × 248,5 = 680,9 МПа.





Дата добавления: 2015-05-06; просмотров: 462 | Нарушение авторских прав | Изречения для студентов


Читайте также:

Рекомендуемый контект:


Поиск на сайте:



© 2015-2020 lektsii.org - Контакты - Последнее добавление

Ген: 0.006 с.