 |
АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция
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 =269…302
Для колеса НВ =235…262
г) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни НВ 
и колеса НВ 
:
НВ =(269 + 302)/2=285,5
НВ =(235 + 262)/2=248,5
НВ - НВ = 37Î(20…50)
д) Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса sв, s-1:
Для шестерни sв=900 Н/мм2, s-1=410Н/мм2
Для колеса sв=790 Н/мм2, s-1=375 Н/мм2
е) Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни(Dпред – диаметр) и колеса(Sпред – толщина обода или диска):
Dпред=125мм, Sпред=125мм
4.2. Определение допускаемых контактных напряжений [s]Н, Н/мм2
а) 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)
Т.к. N1>NF0 и N2> NF0, то КFL1= KFL2=1
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 =1,03×285,5=294,065
для колеса [σ]F02=1,03 НВ2ср=1,03×248,5=255,955
в) определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [σ]F1 и колеса [σ]F2:
для шестерни [σ]F1= КFL1[σ]F01=1×294,065=294,065
для колеса [σ]F2= KFL2[σ]F02=1×255,955=255,955
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=255.955Н/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 | 125мм 125мм | Улучшение Нормализация | 285,5 248,5 | 580,9 514,3 | 294,1 255,96 |
Поиск по сайту: