II. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений.

1. Выбираем для колеса и шестерни сравнительно недорогую сталь 40Х (поковка). По таблице 8.8 [4] назначаем для колеса термообработку- улучшение НВ 230...260, _в= 950 МПа, _т= 700 МПа ; для зубьев шестерни азотирование 50...59 НRC при твердости сердцевины 26...30 HRC. При этом обеспечивается приработка колес, т.к.

Н₂= (230...260); Н₁= (50...59)*10 и Н₁> H₂.

2. Определяем допускаемые напряжения.

2.1. Допускаемые контактные напряжения для колеса равны

_Н02= 2НВ+ 70= 2*245+ 70= 560 МПа;

для шестерни

_Н01= 1050 МПа. (табл. 8.9 [4]).

Коэффициент безопасности (табл. 8.9[4])

для шестерни

s_H1= 1,2;

для колеса

s_H2= 1,1.

Суммарное время работы t_= 10*300*8= 24*10³ час.

Число циклов напряжений для колеса при с= 1, N_= 60(n₁/i)t_= = 60nt_=60*(960/4)*24*10³= 3,46*10⁸.

По графикам рис. 8.40,а [4] для 245 НВ (среднее значение) определяем базовой число циклов N_HO 1,5*10⁷ для колеса; для шестерни, у которой твердость Н₁ 10(50+59)/2= 545 НВ из графика на рис.8.40,a определим N_HO 10⁸.

По табл. 8.10 [4] определим коэффициент контактной усталости К_HE= 0,25.

По формуле N_HE= К_HE N_ для колеса определим эквивалентное число циклов

N_HE= К_HE N_= 0,25*3,46*10⁸= 0,87*10⁸.

Оценим коэффициент долговечности

K_HL= (N_HO/N_HE)^1/6= (1,5*10⁷/0,87*10⁸)^1/6<1.

Примем K_HL= 1.

Допускаемые контактные напряжения определим по материалу колеса, как более слабому. По формуле (8.55)[4]

[_H2]= (_H02/s_н)K_HL= 560/1,1= 509 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни

[_H1]= (_H01/s_н)K_HL= 1050/1,2= 875 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для ступени, у которой разница твердостей составляет

H₁- H₂= 550- 245=305> 70, по формуле (8.56)[4]

[_H]= (875+ 509)/2= 692 МПа.

В соответствии с [4] оно не должно превышать величину, определяемую из выражения [_H]= 1,15*[_H2] = 585 МПа.

2.2. Допускаемые напряжения изгиба для колеса.

По табл. 8.9 [4] для колеса предел выносливости

_F02= 1,8*H₂=1,8*245= 441МПа;

для шестерни

_F01= 12*28+ 300= 636 МПа.

Определяем из таблицы 8.10[4] для колеса коэффициент K_FE= 0,14 при m=6 (выполнена шлифованная переходная поверхность зубьев).

Вычислим эквивалентное число циклов для колеса

N_FE= 0,14*N_= 0,14*3,46*10⁷= 0,48*10⁷> N_F0= 4*10⁶.

При этом K_FL = (N_FO/N_FE)^1/6 <1 и принимаем K_FL= 1.

Также и для шестерни, т.к. для нее N_= 13,84*10⁷ . При неверсируемой передаче K_FC= 1.

По таблице 8.9 коэффициент безопасности s_F= 1,75. Для обоих колес

допускаемые напряжения изгиба по формуле (8.67)[4]

[_F1]= (_F01/s_f)K_FCK_FL= (636/1,75)*1*1= 363 МПа;

[_F2]= (_F02/s_f)K_FCK_FL= (441/1,75)*1*1= 252 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке (табл. 8.9)

для шестерни

[_H1]_max= 30*H₁/10 = 30*55= 1650 МПа;

для колеса

[_H2]_max= 2,8_т= 2,8*700= 1960 МПа.

Предельные напряжения изгиба

для колеса

[_F2]_max= 2,74H₂= 2,74*245= 671,3 МПа,

для шестерни

[_F1]_max= 1000 МПа.