Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

3.1.1 Назначим дешёвую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050 – 88. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием) материал колёс должен иметь нижеследующие механические свойства /2. с.34/

Шестерня Колесо

Твёрдость НВ 230…260 НВ 200…225

Предел текучести σ_т не менее 440 МПа 400 МПа

Предел прочности σ_в не менее 750 МПа 690 МПа

3.1.2 Допускаемые контактные напряжения при расчете зубьев на выносливость в общем случае /2. с. 33/:

, (3.1)

где s_Н_limb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

К_HL – коэффициент долговечности;

[S_H] – коэффициент безопасности.

Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 /2,с.34/

=2НВ+70. (3.2)

Коэффициент долговечности /2,с.33/

K_HL = , (3.3)

где N_НО – базовое число циклов;

N_НЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов N_НО = 10⁷

/2. с.34/.

Эквивалентное число циклов /3,с.184/

N_НЕ = 60 × с × n × t, (3.4)

где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с данным колесом;

n – частота вращения этого колеса, об/мин;

t – срок службы передачи в часах.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ДМ 82 00 00 00

Для шестерни и для колеса с = 1, n₂ = 205,7 об/мин,

=69,97 об/мин. По заданию на расчетную работу срок службы составляет 10 лет при двухсменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены 8 часов, получим t=10∙2∙250∙8=40000 часов.

Расчет по формуле (3.4) дает для шестерни и колеса соответственно

Без вычислений по формуле (3.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы, так как > и > . В таком случае следует принимать =1 /2, с.33/.

Если взять коэффициент безопасности [S_H]=1,15 /2, с.33/, то расчет по формулам (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно:

МПа,

3.1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колес из нормализованной, улучшенной и объемно закаленной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле /3,с.187/

(3.6)

где =400 МПа – предел текучести (минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1)

МПа

3.1.4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляется по формуле /3, с.190/

(3.7)

где s_F_lim_b – предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, со ответствующий базовому числу циклов;

К_FL – коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;

К_F – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки на зубья ( в случае реверсивной передачи);

[S_F] – допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности).

По рекомендации /2, с.43…45/ берем:

– для нормализованных и улучшенных сталей s_F_lim_b = 1,8 НВ;

– при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, К_FC =1;

– для стальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 [S_F] =1,75.

Коэффициент долговечности /3, с.191/

, (3.8)

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ДМ 82 00 00 00

где m – показатель корня;

N_FO – базовое число циклов;

N_FE – эквивалентное число циклов.

Для колес с твердостью зубьев до и более НВ 350 величина m равна соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается N_FO = 4 × 10⁶.

Для обоих колес N_FE имеет те же численные значения, что и N_Н_E .Оба эти значения (для шестерни -70∙10⁷, для колеса 21∙10⁷) больше N_FO= 4 × 10⁶. Поэтому принимается коэффициент долговечности К_FL=1 /3, с.191, 192/.

Расчет по формуле (3.7) дает соответственно для шестерни и колеса

МПа,

МПа.

Примечание – Здесь, как и при расчете [s_Н], взято минимальное значение твердости.

3.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на кратковременные перегрузки при твердости менее НВ 350 /3,с.193/

(3.9)

Расчет по этой формуле с учетом характеристик материала ( см. пункт 3.1.1) дает для шестерни и колеса соответственно

МПа; МПа.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

ДМ 82 00 00 00

3.2 Расчёт геометрических параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2,с.32/

, (3.10)

где – коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колёс соответственно;

u – передаточное число зубчатой пары;

Т₂=Т₃ – момент на колесе (большем из колёс);

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца;

– допускаемое контактное напряжение, МПа;

– коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число u=i_з=2,94 а момент Т₂=Т₃=482,24Н·м;

Допускаемое напряжение =409 МПа;

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию /2, с.33/ Каждое из колес разделенной передачи расположено симметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно /2,с.32/