Выбор материалов зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

1. Для червячной передачи

Выбираем материал зубчатой передачи.

а) Для червяка выбираем сталь марки 40ХН,

Механические характеристики стали 40ХН:

твердость 269...302 НВ₂,

термообработка — улучшение,

D_пред =200 мм

б) Для червячного колеса выбор материала зависит от скорости скольжения:

где Т₂ - вращающий момент на валу червячного колеса, Нм; ₂ - угловая скорость тихоходного вала, 1/с; и_зп — передаточное число редуктора.

Определение допускаемых контактных []_H и изгибных []_F напряжений

где K_FL – коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

Где N – число циклов нагружения зубьев за весь срок службы – наработка:

Следовательно:

Механические характеристики материалов червячной передачи.

Элемент передачи	Марка материала	Dпред мм	Термообработка	HRCэ	В	Т	-1	[]H	[]F
			Способ отливки	Н/мм2
Червяк	40ХН	200	улучшение	28,5	920	750	420	-	-
Колесо	БрА10Ж4Н4	-	в кокиль	-	650	430	-	198	36

1. Для открытой цилиндрической передачи

Выбираем материал зубчатой передачи.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни HB₁ назначается больше твердости колеса НВ₂

а) Для шестерни выбираем сталь марки 45, твердость  350HB₁ ; для колеса сталь марки 45Л, твердость  350HB₂. Разность средних твердостей

НВ_1ср - НВ_2ср = 20…50.

б) Механические характеристики стали 45 (для шестерни):

твердость 235...262 НВ₁, термообработка — улучшение,

D_пред =125 мм;

Механические характеристики стали 45Л (для колеса):

твердость 207...235 НВ₂ ,

термообработка - улучшение,

S_пред = 200 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

НВ_1ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

НВ_2ср = (207 + 235)/2 = 221.

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_Н1 и колеса []_Н2 .

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_HL,

где N_HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N—число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

N = 573L_h.

где  - угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L_h - срок службы привода (ресурс), ч.

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N₁ = 573₁ L_h. = 5733,838600 = 2910⁶ циклов

для колеса: N₂ = 573₂ L_h. = 5730,388600 = 2,910⁶ циклов

Число циклов перемены напряжений N_HO, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 интерполированием:

для шестерни N_HO1 = 16,310⁶ циклов

для колеса: N_HO2 = 12,710⁶ циклов

Так как N₁ > N_H01 , то коэффициент долговечности K_HL1 = 1,

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []_Н0 , соответствующее числу циклов перемены напряжений N_HO:

для шестерни []_HO1 = 1,8НВ_1ср+67 = 1,8248,5+67 = 514 Н/мм²;

для колеса []_H02 = 1,8НВ_2ср+67 = 1,8221+67 = 467 Н/мм².

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []_H1 =К_HL1[]_HO1 = 1514 = 514 Н/мм²;

для колеса []_Н2 = К_HL2[]_HO2 = 1,28467 = 598 Н/мм2.

Так как НВ_1ср-НВ_2ср = 248,5-221 = 37,5, то передача рассчитывается на прочность по меньшему значению []_H,т.е. по менее прочным зубьям:

[]_Н = 514 Н/мм²

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []_F1 и колеса []_F2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL.

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N₁ = 2910⁶ циклов,

для колеса N₂ = 2,910⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_F0=410⁶ для обоих колес.

Так как N₁ > N_FO1, то коэффициент долговечности K_FL1 = 1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_FO:

для шестерни []_FO1 = l,03 HB_2cp = l,03248,5 = 256 Н/мм²;

для колеса []_F02 = l,03 HB_2cp = l,03221 = 228 Н/мм².

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни []_F1 = K_FL1 []_FO1 = l256 = 256 Н/мм²;

для колеса []_F2 = K_FL2 []_FO2 = 1,05228 = 239 Н/мм².