Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс.

Для изготовления шестерни – сталь 40ХН, термообработка – улучшение, закалка ТВЧ:

НRC = 50,5 - твёрдость зубьев шестерни;

= 920 - предел выносливости;

- предел текучести.

[1, с.53, т. 3.2]

Для изготовления колеса – сталь 40ХН, термообработка – улучшение:

НВ = 285 - твёрдость зубьев шестерни;

= 920 - предел выносливости;

- предел текучести.

[1, с.53, т. 3.2]

Определение допустимых контактных напряжений

Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

(2.1.1)

(2.1.2)

Где , - число циклов перемены напряжений;

= 100 млн [1. т. 3.3 с.55]

= 20 млн [1. т. 3.3 с.55]

, - число циклов перемены напряжений за весь срок службы, (наработка),

(2.2.1)

(2.2.2)

Где - срок службы привода (ресурс), ч;

часов

циклов

циклов

Определить допускаемые контактные напряжения:

(2.3.1)

(2.3.2)

=14*HRC +170 (2.4)

=14*50,5+170=877

=1.8*НВ_ср + 67 (2.5)

=1.8 * 285 + 67 = 585

Определение допустимых напряжений изгиба ,

Определить коэффициент долговечности:

(2.6.1)

(2.6.2)

Где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости.

циклов

циклов

Т.к. принимаем [1. с. 56]

Т.к. принимаем [1. с. 56]

(2.7.1)

(2.7.2)

= 370 [1, с.52, т.3.1]

=1.03 * НВ_ср, [1, с.52, т.3.1] (2.8)

=1.03 * 285 = 293

Таблица 2.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка материала	Dпред	Терм. обр.	НRCср
Sпред	НВср	мПа
Шестерня	Ст 40ХН		У+З ТВЧ	50,
Колесо	Ст 40ХН		У				719,5

2.2. Расчёт закрытой цилиндрической передачи

2.2.1 Определение межосевого расстояния :

; мм (2.9)

Где - вращающий момент на тихоходном валу редуктора,

- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 43 [1. с. 61];

- коэффициент ширины венца колеса. Для шестерни, расположенной симметрично относительно опор = 0.32 [1. с. 61];

U – передаточное число = 5;

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом = = 719,5 ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1 [1. с. 61];

мм

Принять а_w=180 мм [2. с. 481. т. 19.1]

2.2.2 Определение модуля зацепления.

; мм (2.10)

- вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач = 5.8 [1. с. 62];

Делительный диаметр колеса:

; мм (2.11)

мм

Ширина венца колеса:

; мм (1.12)

; мм

Принимаем = 58 мм

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса =293 ;

мм

Принять m = 3 [1. с. 62].

2.2.3 Определение угла наклона зубьев.

(2.13)

2.2.4 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

(2.14)

Принять = 118 [1. с. 62]

2.2.5 Уточнить действительную величину угла наклона зубьев.

(2.15)

2.2.6 Определить число зубьев шестерни.

(2.16)

Принять z₁ = 20.

2.2.7 Определить число зубьев колеса.

(2.17)

2.2.8 Определить фактическое передаточное число.

(2.18)

Погрешность не должна превышать 4%:

(2.19)

2.2.9 Определить фактическое межосевое расстояние.

; мм (2.20)

мм

2.2.10 Определить фактические основные геометрические параметры передачи.

Делительный диаметр d:

; мм (2.21.1)

; мм (2.21.2)

мм

мм

Диаметр вершин зубьев d_a:

; мм (2.22.1)

; мм (2.22.2)

мм

мм

Диаметр впадин зубьев d_f:

; мм (2.23.1)

; мм (2.23.2)

мм

мм

Ширина венца:

; мм (2.24)

; мм (2.25)

- коэффициент ширины венца колеса. Для шестерни, расположенной симметрично относительно опор = 0.32 [1. с. 61];

мм

мм

Принять b₂ = 58 [1. с. 326 т. 13.15].

Дата добавления: 2015-07-26