Выбор материала и определение допустимых напряжений

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес.

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ_ш = НВ_к + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 4.2.

Материалы зубчатых колес

Допустимые контактные напряжения:

,

где σ_Нlim– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_Н0= 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σ_Нlimb= 2 НВ +70):

σ_Нlimbш= 2·180+70=430МПа, σ_Нlimbк =2· 154 + 70=378 МПа;

N_Н0ш= 30·180^2,4 = 7,76·10⁶, N_Н0к = 30 · 154^2,4 = 5,3·10⁶;

K_FL– коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_F0 и (N_Σ K_FЕ); K_FЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_FЕ = 0,02.

N_Σm· K_FЕ = 1,05·10⁸·0,02 = 2,1·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶,

N_Σк · K_FЕ = 0,26·10⁸·0,02 = 0,52·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶.

Так как в обоих случаях N_F0 > N_Σ K_FЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

;

.

K_FC- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К_НL – 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_Н]_max= 2,8 σ_Т.

[σ_Н]_{max ш} = 2,8·380 = 1064 МПа, [σ_Н]_{max к} =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_F]_max= 0,8 σ_Т.

[σ_F]_maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [σ_F]_maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

4.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где К_а – коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К_а = 4300 Па^1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ψ_ba = 0,45; и = и^д₃₄ = 4;

К_Нβ – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ_bd= 0,5 ψ_ba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К_Нβ = 1,046; [σ_Н] – наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

S_Н– коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем S_Н = 1,1, [6];

К_НL – Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N_Н0 и дополнения (N_Σ·К_НЕ); К_НЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_НЕ = 0,06.

N_Σ - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где L_h –время службы передачи, для односменной работы L_h=1·10 ⁴ час.

, .

N_Σш · К_НЕ =0,49 · 10⁸ · 0,06 = 2,94 · 10⁶ < N_Н0ш = 7,76 · 10⁶,

N_Σк · К_НЕ = 0,12 · 10⁸ · 0,06 = 0,72 · 10⁶ < N_Н0ш = 5,3 ·10⁶.

Так как в обоих случаях N_Н0 >N_Σ · К_НЕ , то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

 Допустимые напряжения на изгиб.

,

где σ_Flimb– граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N_Fо = 4 · 10⁶, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σ_Flimb= НВ + 260):

σ_Flimbш = 180 +260 = 440МПа, σ_Flimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

S_F – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S_F= 1,8,

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 20°;

Z_ш– число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z_ш = 20;

Z_ш – число зубьев колеса, Z_к= Z_ши = 20·4 = 80.

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m_п = 8,0 мм.

- ширина: b_к = ψ_dа а_w = 0,45 · 425 = 191,25 мм. Принимаем b_к = 220 мм.

Похожие работы

Привод цепного конвейера

Скачать

29501

5

1

... (C/P) 3 ;αh =106/ (60·200) · (19,5/1,521) 3=175604 часов. эта величина превышает заданный расчетный срок службы привода tP=9928 часов.   6.4 Выбор муфт   Для соединения тихоходного вала редуктора с барабаном (поз.5) конвейера используем упругую втулочно-пальцевую муфту (МВП), типоразмер которой выбираем по величине наибольшего диаметра соединяемых валов с учетом ограничения Т< [T], ...

Проектирование привода цепного конвейера

Скачать

16774

0

9

... проекта по “Деталям машин” были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение. Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, те

Проект привода к цепному конвейеру

Скачать

11229

0

1

... – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи; η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения, η4 = 0,8 – КПД цепной передачи Потребная мощность электродвигателя Частота вращения вала двигателя nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ Где:  – частота вращения вала конвейера; uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора; uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных ...

Расчет цепного конвейера

Скачать

53034

1

0

... 12,4-14,5 мм. Назначаем dк = 25 мм. dбк ≥ 25+3 ּ 1 = 28 мм. Назначаем dбк = 28 мм. dп = 25-3 ּ 1,5 = 21,5 мм. Назначаем dп = 20 мм. dбп ≥ 20+3 ּ 1,5 = 24,5 мм. Назначаем dбп = 25 мм. 3.2.3 Проверочный расчет валов Плоскость YOZ (вертикальная). Для определения реакции Rb воспользуемся уравнением (3.4) - Fr1 ּ 28+Fa2 ּ 45+Fr2 ּ 39+Fa1 &# ...