2 Выбор материала и термообработки

Основным материалом для изготовления зубчатой пары примем сталь 40. Термообработка – улучшение. Твердость шестерни НВ 163, твердость колеса НВ 154.

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость

Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость определяются отдельно для зубьев шестерни [_НР]₁ и для колеса [_НР]₂ по выражению:

(2.1)

где _Нlim – предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, Мпа;

S_H – коэффициент безопасности, для нормализации и улучшения S_H=1,1 ;

z_R - коэффициент, учитывающий, шероховатость рабочих поверхностей зубьев , принимаем z_R = 1;

z_V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (z_V = 1);

_Нlim = _Нlimb · K_HL (2.2)

где _Нlimb – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, Мпа;

K_HL – коэффициент долговечности.

(2.3)

где N_HO – базовое число циклов изменения напряжений;

N_HЕ – эквивалентное число циклов изменения напряжений.

N_HO = 30·HB^2,4 (2.4)

(2.5)

где T_i – величина i-го момента гистограммы, Н·мм;

T – величина расчетного момента, Н·мм;

n_i – частота вращения вала, по которому ведется расчет передачи, об/мин;

t – общее время работы привода, ч;

t_i – продолжительность действия нагрузки T_i , ч.

t = L_h· K_сут·K_год·365·24 (2.6)

где L_h – срок службы, лет, L_h = 5 лет;

K_сут – коэффициент суточного использования, K_сут = 0,25;

K_год – коэффициент годового использования, K_год = 0,8;

t = L_h· K_сут·K_год·365·24 = 5·0,25·0,8·365·24 = 8760 ч;

= 60·310,46 ·8760· (1³·0,15+0,8³·0,25+0,3³·0,5) =7,134·10⁷ (циклов);

= 60·103,5·8760· (1³·0,15+0,8³·0,35+0,6³·0,5) = 2,378·10⁷ (циклов);

N_HO1 = 30·HB₁^2,4 = 30·163^2,4 = 6,1·10⁶ (циклов);

N_HO2 = 30·HB₂^2,4 = 30·154^2,4 = 5,3·10⁶ (циклов);

Так как N_HE> N_HO , то принимаем K_HL12=1;

Для нормализации и улучшения _Нlimb = 2HB +70

_Нlim1 = _Нlimb1 · K_HL1 = (2·163+70) ·1 = 396 МПа;

_Нlim2 = _Нlimb2 · K_HL2 = (2·154+70) ·1 = 360 МПа;

Допускаемые напряжения для колеса и шестерни:

[_Н1 ]= _Нlimb1 /1,1· 1· 1= 396 /1,1· 1· 1= 360 МПа;

[_Н2 ]= _Нlimb2/1,1 · 1· 1= 360 /1,1· 1· 1 = 327 МПа;

В качестве допустимого контактного напряжения, учитывая большую разность средних твердостей активных поверхностей зубьев их колес, принимают меньшее из двух полученных по зависимостям:

[_НР] = 0,45([_НР]₁+[_НР]₂) = 0,45(360+327) = 309,2 МПа;

[_НР] = 1,15[_НР]₂ = 1,15327 = 376 МПа;

Принимаем [_НР] = 309,2 МПа .

2.2 Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [_FР]₁ и [_FР]₂, которые определяются по выражению:

(2.7)

где _Flim – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений, МПа;

S_F – коэффициент безопасности , для нормализации и улучшения и при поковке S_F=1,75;

Y_S – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, Y_S = 1;

Y_R – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей, Y_R = 1;

_Flim = _Flimb · K_FL (2.8)

где _Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений, МПа;

K_FL - коэффициент долговечности.

(2.9)

где N_FO – базовое число циклов перемен напряжений, N_FO = 4·10⁶; N_FE – эквивалентное число циклов перемен напряжений; m_F – показатель кривой усталости, при Н350 m_F = 6.

(2.10)

t = L_h· K_сут·K_год·365·24 = 5·0,25·0,8·365·24 = 8760 ч;

N_HE1= 60·310,46 ·8760· (1⁶·0,15+0,8⁶·0,25+0,3⁶·0,5) =35230163 (циклов);

N_HE2= 60·103,5·8760· (1⁶·0,15+0,8⁶·0,35+0,6⁶·0,5) = 11744900 (циклов);

Так как N_FE> N_FO , то принимаем K_FL1,2=1;

Для нормализации и улучшения _Flimb = 1,8·HB

_Flim1 = _Flimb1 · K_FL1 = 1,8·163·1 = 293 МПа;

_Flim2 = _Flimb2 · K_FL2 = 1,8·154·1 = 277 МПа;

Допускаемые напряжения для колеса и шестерни:

[_F1 ]= _Flim/2,28 · 1· 1= 293 /2,28· 1· 1= 128,5 МПа;

[_F2 ]= _Flim/2,28 · 1· 1= 277 /2,28· 1· 1 = 121,5 МПа.