3 Выбор материала зубчатых колес. Определение допускаемых напряжений

В условиях индивидуального производства, предусмотренного техническим заданием на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах применяют зубчатые колёса с твёрдостью материала Н ≤ 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая

прирабатываемость зубьев.

Выбираем материал зубчатых колёс одинаковый для шестерни и колеса. Принимаем Сталь 40 Х , термообработка – улучшенная - У

По таблице 3.2 [1 ] принимаем:

для шестерни твёрдость 269…302 НВ, (286 НВ_1ср ), наибольший диаметр заготовки D_пред ≤ 125мм.

для колеса твёрдость 235…262 НВ,(250 НВ_2ср ), наибольшая толщина сечения заготовки S_пред ≤ 80мм.

При этом НВ_1ср-НВ_2ср=286-250=36 - обеспечивается прирабатываемость зубьев.

Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни [σ]_H1 и колеса [σ]_H2

По таблице 3.2 [1] определяем предел выносливости по контактным напряжениям, [σ]_НО , Н/мм²

[σ]_НО = 1,8·НВ_ср + 67, (13)

для шестерни [σ]_НО1 = 1,8·НВ_1ср + 67= 1,8·286 + 67= 582

для колеса [σ]_НО2 = 1,8·НВ_2ср + 67=1,8·250 + 67= 517

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса [σ]_Н,, Н/мм²

[σ]_Н =К _НL·[σ]_НО , (14)

где К_НL - коэффициент долговечности, для прирабатывающихся колес К _НL =1,0;

[s]_H1 = 582·1 = 582

[s]_H2 = 515·1 = 515;

Расчет зубьев на контактную прочность ведем по мень­шему значению []_н =517Н/мм² т. е. по менее прочным зубьям колеса.

1) Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2

2) По таблице 3.3 [1] определяем предел выносливости на изгиб N_F0 , Н/мм²

[σ]_F0 = 1,03·НВ_ср , (15)

для шестерни [σ]_F01 = 1,03·НВ_1ср = 1,03·286 = 295

для колеса [σ]_F02 = 1,03·НВ_2ср = 1,03·250 = 256

3) Определяем допускаемые изгибные напряжения для зубьев шестерни и колеса, [σ]_F , Н/мм²

[σ]_F =К _FL·[σ]_FО , (16)

где K_FL - коэффициент долговечности, для прирабатывающихся колес K_FL= 1,0;

[σ]_F1 = 1,0·295= 295

[σ]_F2 = 1,0·256 = 256

Расчёт модуля зацепления для цилиндрической зубчатой передачи выполняем по меньшему значению [σ]_F, т.е. по менее прочным зубьям колеса [σ]_F2 = 258 Н/мм²

4) Составляем табличный ответ к задаче

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообра-ботка	HB1ср	[]H	[]F
		Sпред		HB2ср	Н/мм2
Шестерня	40 Х	125	У	286	582	295
Колесо	40 Х	80	У	250	515	256

Таблица 4 - Механические характеристики материалов зубчатых колёс

4 Расчет зубчатой передачи редуктора

Рисунок 2  Геометрические параметры цилиндрической

зубчатой передачи

1) Определение геометрических параметров

2) Определяем межосевое расстояние a_w , мм

(17)

где К_а–вспомогательный коэффициент; для косозубых передач К_а = 43;

ψ_ва–коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36  для шестерни, расположенной симметрично относительно опор;

К_нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьевК_нβ=1;

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу, Нм; Т₂=50

[σ]_H – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом, [σ]_H= 514,3 Н/мм²

u = 3,01 – передаточное число редуктора.

Полученное значение межосевого расстояния a_wокругляем до ближайшего стандартного числа по таблице 4.4 [1]

Принимаем a_w= 80 мм