Головна

Вибір матеріалу для зубчастої передачі редуктора.

  1. Crystal Enterprise (за матеріалами www.interface.ru).
  2. I. Завдання для повторення вивченого матеріалу
  3. II. За способом встановлення правил поведінки (наявність (відсутність) у суб'єкта можливості вибору поведінки; за методом правового регулювання)
  4. IV. Вибір способу формування фонду капітального ремонту
  5. IV. ПОВЕДІНКА СПОЖИВАЧІВ. Сегментування ринку і вибір ЦІЛЬОВИХ СЕГМЕНТІВ
  6. XXII. ПРАВОВІ ОСНОВИ РОБОТА З РЕЧОВИНАМИ, МАТЕРІАЛАМИ І ВІДХОДАМИ
  7. Y етап. вибір стратегій

За табл. 3 визначаємо марку стали: для шестерні - 40 Х,

твердість ? 45 HRC,

для колеса - 40 Х,

твердість ? 350 НВ.

Різниця середніх твердостей НВ1 - НВ2 ? 70.

Сталь - основний матеріал для виготовлення зубчастих коліс. Для рівномірного зношування зубів і кращої їх прірабативаемості, твердість шестерні НВ1 призначається більше твердості колеса НВ2. У зубчастих передачах марки сталей шестерні і колеса вибираються однаковими. При цьому для передач, до розмірів яких не пред'являються високі вимоги застосовують дешеві марки сталей типу 40; 40 Х.

За табл. 4 визначаємо механічні характеристики обраної стали 40 Х: для шестерні твердість 45 ... 50 HRC, термічна обробка - поліпшення і гарт ТВЧ, для колеса твердість 269 ... 302 НВ, термічна обробка - поліпшення.

Визначимо середню твердість зубів шестерні і колеса:

 = 285,5.

За рис.2, графіку співвідношення твердостей, виражених в одиницях НВ і HRC, знаходимо НВ1ср= 457.

Різниця середніх твердостей НВ1ср-НВ2ср= 457 - 285,5 = 171,5> 70.

2. Визначимо допустимі контактні напруги для зубівшестерні [s]Н1 , І колеса [s]н2:

Розрахуємо коефіцієнт довговічності Кнд.

 , (18)

де Nно - Базове число циклів напруги, знаходимо за графіком рис.3;

Nн - розрахункове число циклів напружень.

NН = 60 ? з n ? t, (19)

де n - частота обертання зубчастого колеса, для якого ведеться розрахунок;

с- число входження в зачеплення зубів колеса за один оборот,

в нашому випадку з = 1;

t- термін служби, заданий за умовою задачі.

За умовою завдання навантаження спокійна, тоді маємо:

для колеса - розрахункове число циклів напружень за формулою (19):

=

= 87,9 ? 106 циклів

02- Базове число циклів напруг за графіком (рис.3):

02 = 22,5 ? 106 циклів, тоді коефіцієнт довговічності для колеса дорівнює за формулою (18):

 , Тому що Nн2 > Nн02, Кн2 округляємо до 1.

Для шестерні:

- Розрахункове число циклів напруги по формулі (19):

=

= 442,8 ? 106 циклів

01- Базове число циклів напруги за графіком (рис. 3):

01 = 69,9  106 циклів, тоді коефіцієнт довговічності для шестерні дорівнює згідно з формулою (18):  = 1, тому що Nн1> Nн01 , Значення Кнд 1 приймаємо рівним одиниці.

За табл. 5, визначаємо допустиме контактне напруження [s]н0, Відповідне числу циклів зміни напруг Nн0 :

для шестерні [s]Н01 = 14 HRC41+170 = 14  47,5 + 170 = 835 МПа

для колеса: [s]Н02 = 1,8 ?  НВср.2 + 67 = 1,8  285,5 + 67 = 580,9 МПа.

Визначимо допустиме контактне напруження:

[S]н = Кнд? [s]н0. (20)

Для шестерні: [s]Н1 = Кнд 1 ? [s]Н01 = 1 ? 835 Н / мм2 = 835 МПа.

для колеса: [s]н2 = Кнд 2 ? [s]Н02 = 1  580,9 Н / мм2 = 580,9 МПа.

Так як НВ1ср - НВ2ср = 457 - 285,5 = 171,5> 70 і НВ2ср. =

= 285,5 <350 НВ то косозубая передача розраховується на міцність за середнім допустимому контактному напрузі:

[S]н= 0,45 ([s]Н1+ [S]н2). (21)

[S]н= 0,45 ([s]Н1+ [S]н2) = 0,45 (835 + 580,9) = 637,9 Н / мм2 , При цьому дотримується умова:

[S]н = 637,9 Н / мм2 <1, 23 [s] н2= 1,23 ? 580,9 = 714,5 МПа,

Після коефіцієнт 1,23 береться найменший з напруг [s]н, Або [s] н2 , В нашому випадку [s] н2 - Найменше.

3. Визначення допустимих напружень вигину для зубів шестерні [S] F1 і колеса

Допустиме напруження згину одно:

[S]F = KFд ? [s]F0, (22)

де KFd - Коефіцієнт довговічності;

[S]F0 - Допустиме напруження згину, відповідне числу циклів

зміни напружень NF0.

За формулою (22) визначимо допустиме напруження згину для шестірні і колеса.

Для шестерні: [s]F1= KFд 1 ? [s]F01.

Для колеса: [s] F2= ДоFд 2 ? [s] F02, Де KFд 1, На підставі розрахунків проведених для KFд 1;

KFд 2 = 1 при цьому NF0 = 4 ? 106 для обох коліс сталевих, число циклів напружень.

Формула для визначення коефіцієнта довговічності, з урахуванням твердості така:

 , (23)

де NF - розрахункове число циклів напружень, визначається за формулою (19),

аналогічно Nн.

За табл. 5 визначаємо допустиме напруження згину, відповідне числу циклів зміни напруг NF0:

для шестерні [s]F01= 310 Н / мм2, Припускаючи, що m <3 мм;

для колеса [s]F02 = 1,03 НВср.2 = 1,03 ? 285,5 = 294 МПа.

Підставивши відомі величини в формулу (22) отримуємо чисельне значення допустимої напруги вигину для шестірні і для колеса:

для шестерні: [s]F1= ДоFд 1 ? [s]F01 = 1 ? 310 = 310 МПа,

для колеса [s]F2= ДоFд 2 ? [s]F02 = 1 ? 294 = 294 МПа.




Завдання 1 | Початкові дані | При розтягуванні - стисканні | Розрахунок статично визначної балки на міцність | Побудова епюр поперечної сили Q і ізгібающейго моменту М | Підбір номери двотавру | дотичним напруженням | двутаври | Перевірочний розрахунок зубчастої передачі | Сили, що діють в зачепленні |

© um.co.ua - учбові матеріали та реферати