Допускаемые напряжения для зубчатых передач при их расчете на выносливость

Пояснительная записка

к курсовому проектуна тему:

Разработка цилиндрического редуктора для цепного конвейера

при складе ресторана»

по дисциплине "Детали машин"

специальность 260501.65 «Технология продуктов общественного питания»

Студент(ка) ___________________________________________

(

Группа _________ Зачетная книжка №_____________________

Подпись студента и дата выполнения проекта_________________________

Подпись студента)

Проверил____________________________________д.т.н., проф. Ремнев А.И.

БелГУ

Белгород 2012

Содержание

Введение……………………………………………………………………….5

1. Анализ основных методов расчета зубчатых колес……………………6 1. 1. Материалы зубчатых колес…………………………………………6

2. Допускаемые напряжения для зубчатых передач при их расчете на выносливость……………………………………………………7 3. Закрытая цилиндрическая прямозубая передача…………….........9

4. Особенности расчета открытых цилиндрических передач……….14 5. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи………….14 5.1 Расчет основных параметров закрытой цилиндрической прямозубой передачи……………………………………………………….35

Заключение…………………………………………………………………...41 Список дитературы……………………………………………………………42

Введение

Курс «Детали машин» относится к общетехническим курсам и завершает общетеоретичекую подготовку инженера.

Курс базируется на знаниях, приобретённых студентами при изучении физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, материаловедения и др. В свою очередь курс «Детали машин» является базой для построения специальных курсов.

Как самостоятельная научная дисциплина курс «Детали машин» оформился к 80-м годам позапрошлого столетия. В это время он был выделен из общего курса построения машин. До 80-х годов XIX в., когда машин было мало, а их расчёты носили элементарных характер, студенты-механики изучали все вопросы машиностроения в общем курсе построения машин. Развитие машиностроения и теории расчёта машин сделало этот курс чрезвычайно обширным, а общее изучение нецелесообразным. Поэтому общий курс был расчленён на ряд общетехнических и специальных дисциплин.

В России первый курс под названием «Детали машин» написан в 1881 году проф. В.Л. Кирпичёвым. В дпльнейшем курс получил своё развитие в трудах проф. П.А. Худякова, А.И. Сидорова, М.А. Саверина и др. Их других курсов, написанных зарубежными учёными, переведены на русский язык и широко использовались труды К. Баха и Ф. Ретшера. Кроме общих курсов по деталям машин написано большое количество монографий и статей, посвящённых отдельным вопросам. Например, работы таких выдающихся отечественных учёных, как Л.Эйлера, Н.Е. Жуковского, С.А. Чаплыгина, Н.П. Петрова и др. В настоящее время исследованиями в области деталей машин занимаются научно-исследовательские институты, учебные университеты и машиностроительные заводы.

На развитие современного курса ДМ большое влияние оказывает быстрый прогресс отечественного и зарубежного машиностроения. Этот прогресс требует всё более широкой стандартизации и унификации деталей общего назначения, а также их изготовления в массовых количествах на специализированных заводах. В условиях массового и специализированного производства значение курса ДМ существенно возрастает.

Развитие народного хозяйства тесно связано с ростом машиностроения, ибо материальное могущество современного человека заключено в технике.

АНАЛИЗ ОСНОВНЫХ МЕТОДОВ РАСЧЕТА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

МАТЕРИАЛЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Основным материалом для изготовления зубчатых колес силовых передач служит термически обработанная сталь.

В табл.1.1 приведены механические характеристики некоторых марок сталей, применяемых для изготовления зубчатых колес.

В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на две группы:

а) с твердостью £350НВ – нормализованные, улучшенные; б) с твердостью >350НВ – закаленные, цементированные, цианированные, азотированные.

Механические свойства материалов шестерни и колеса должны быть взаимно увязаны. Зубья шестерни испытывают за одинаковое время большее число нагружений, чем зубья колеса, поэтому материал шестерни должен иметь более высокий предел выносливости, чем материал колеса. Для зубчатых колес с прямыми зубьями (при твердости £350НВ) среднюю твердость рабочей поверхности зубьев шестерни НВ_1ср для ускорения прирабатываемости и выравнивания долговечности обоих колес рекомендуют назначать больше твердости зубьев колеса не менее, чем на (10...15)НВ:

НВ_1ср³ НВ_2ср+(10...15)НВ.

Для зубчатых колес с непрямыми зубьями твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни желательно возможно большая:

НВ_1ср - НВ_2ср³100НВ.

Для не прирабатывающихся зубчатых передач с твердыми (твердость >350НВ) поверхностями зубьев обоих зубчатых колес обеспечивать разность твердостей зубьев шестерни и колеса не требуется.

При поверхностной термической обработке зубьев механические характеристики сердцевины зуба определяются предшествующей термической обработкой.

Таблица 1.1 Марки сталей для зубчатых колес, виды их

термообработки и механические характеристики

Марка стали, ГОСТ	Термо- обра-ботка	Твердость	Предел	Базовый предел выносливости	Базов. число циклов	№
прочн.	текуч.
НВ	HRCЭ	sв МПа	sт МПа	sн lim b МПа	sF lim b МПа	NHO
1050-88	Норм. Улуч. Закалка ТВЧ.	170-217 192-240 -	- - 40-50					107 107 6. 107

Продолжение таблицы 1.1

40X 4543-71	Улуч. Закалка ТВЧ.	230-260 -	- 40-50					12.106 6. 107
40X Н 4543-71	Улуч. Закалка ТВЧ.	230-300 -	- 48-50					15.106 8. 107
40XНМА 4543-71	Улуч. Закалка ТВЧ.	300-320 -	- 48-54					26.106 8. 107
20X 4543-71	Цемен-тация	-	56-63					12. 107
25ХГТ 4543-71	Цемен-тация	-	58-63					12. 107
35Л 977-88	Норм.	140-180	-					107
55Л 877-88	Норм.	170-217	-					107

ДОПУСКАЕМЫЕ НАПРЯЖЕНИЯ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ПРИ ИХ РАСЧЕТЕ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

Большинство зубчатых передач относится к длительно работающим, у которых число циклов перемены напряжений N больше базового числа циклов N_о. Расчетное число циклов перемены напряжений: N = 60 ntc,

где n – частота вращения колеса, для которого определяют допускаемые напряжения, мин ^-1;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы;

c – число зацеплений зуба за один оборот колеса (оно равно числу зубьев, находящихся в зацеплении с рассчитываемым).

У кратковременно работающих передач N<N₀.

Приближенные значения базовых чисел циклов перемены контактных напряжений для различных сталей N_но приведены в таблице 1.1. При определении допускаемых напряжений изгиба базовое число циклов рекомендуется принимать N_FO = 4×10⁶ для всех сталей.

Допускаемое контактное напряжение: ,

где s_Н lim _b – базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев (табл. 1.1);

S_Н – коэффициент безопасности – рекомендуется S_Н=1,1 при нормализации, улучшении или объемной закалке зубьев (однородная структура по объему); S_Н = 1,2 при поверхностной закалке, цементации азотировании (неоднородная структура по объему);

К_HL – коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач К_HL = 1; для кратковременно работающих передач

.

Если окажется, что К_HL>2,4, следует принять К_HL = 2,4.

При небольшой разности твердости зубьев шестерни и колеса (прямозубые передачи) за расчетное принимается меньшее из двух
допускаемых напряжении, определенных по материалу шестерни [s_Н]₁ и
колеса [s_Н]₂. Для передач с непрямыми зубьями, если твердость зубьев шестерни значительно выше твердости зубьев колеса (на 100 и более единиц по шкале Бринеля), то в качестве расчетного принимают среднее из [s_Н]₁ и [s_Н]₂, но не более 1,25[s_Н]₂, для цилиндрических и 1,15 [s_Н]₂ – для конических передач:

Допускаемые напряжения изгиба:

,

где s_F lim _b – базовый предел выносливости по излому от напряжений изгиба (таблица I.I);

S_F - коэффициент безопасности; рекомендуют S_F = 1,7... 2,2 – верхние значения для литых заготовок;

К_FС – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (например, реверсивные передачи);

К_FС = 1 – односторонняя нагрузка; К_FС = 0,8...0,7 – двусторонняя нагрузка (больше значения при твердости >350 НВ);

К_FL – коэффициент долговечности.

При НВ£350 ; при

Для длительно работающих передач К_FL = 1.

При переменном режиме нагрузки расчет коэффициентов долговечности выполняют по эквивалентным числам циклов N_HE и N_FE

, или .

При расчете на контактную выносливость .

При расчете на выносливость по напряжениям изгиба

,

где m = 6 – для нормализованных и улучшенных сталей ;

m = 9 – для сталей с твердостью > 350 НВ;

Т₁ – максимальный крутящий момент, по которому рассчитывается передача;

i – число режимов нагрузки;

Т_i, n_i, t_i – соответственно крутящий момент, частота вращения, время работы в часах для i-го режима нагрузки.

При определении N_HE и N_FE кратковременные нагрузки (например, пусковые или случайные) не учитывают. Принято не учитывать также перегрузки, при которых число циклов перемены напряжений за полный срок службы меньше 5×10⁴.