2.2 Выбор конструкционных материалов и допускаемых напряжений материала быстроходной ступени редуктора

Для изготовления шестерни принимаем материал – Сталь 40Х, с твердостью поверхности зубьев , вид термообработки – улучшение.

Для изготовления колеса принимаем материал – Сталь 40Х, с твердостью поверхности зубьев , вид термообработки – улучшение.

Результат выбора материалов, термообработки и твердости приводим в таблице 2.3.

Таблица 2.3 – Материалы, термообработки и твердости

		Шестерня	Зубчатое колесо
Материал		Сталь 40Х	Сталь 40Х
Термообработка		Улучшение	Улучшение
Твердость
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений ; , Н/мм2
		900	790
		410	375

Допустимые контактные напряжения при расчетах на прочность определяем отдельно для зубьев шестерни и зубьев колеса по формуле (2.1):

, (2.1)

где – допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, соответствующие пределу контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений , определяемые по таблице 2;

– коэффициент долговечности шестерни или колеса.

Коэффициент долговечности шестерни или колеса определяется по формуле (2.2):

, (2.2)

где – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости материала в зависимости от твердости поверхностного слоя;

– число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Число циклов перемены напряжений за весь срок службы определяется по формуле (2.3):

, (2.3)

где – угловая скорость соответствующего вала, рад/с;

– срок службы привода (ресурс), ч.

Срок службы привода определяется по формуле (2.4):

, (2.4)

где – срок службы привода, лет;

– коэффициент годового использования;

– продолжительность смены, часов;

– число смен;

– коэффициент сменного использования.

Подставляя следующие значения коэффициентов лет, , часов, , в формулу (2.4), получаем срок службы привода, равный:

Подставляя соответственно значения угловых скоростей шестерни и зубчатого колеса, а также срок службы привода в формулу (2.3) получаем следующие значения циклов перемены напряжений за весь срок службы:

,

Далее определяем соответствующие шестерни и зубчатому колесу базовые числа циклов напряжений по таблице 3.3. Для этого для начала определим средние значения твердости поверхностей зубьев:

для шестерни:

(2.5)

для зубчатого колеса:

(2.6)

Проверяем на условие прочности по таблице 2:

Полученным в формулах (2.5) и (2.6) значениям средних твердостей поверхностей зубьев шестерни и зубчатого колеса соответственно подходят следующие значения базовых чисел циклов напряжений:

- для шестерни ;

- для зубчатого колеса .

Оценивая полученные значения чисел циклов перемены напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса, полученные по формуле (2.3), со-ответствующие базовому числу циклов напряжений, приведенному в таблице (3.3), становится очевидно, что , т. е. , а также , т. е. , следовательно, принимаем .

Определим допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, соответствующие пределу контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений для шестерни и колеса соответственно по формулам (2.7) и (2.8):

, (2.7)

(2.8)

Подставляя средние значения твердости поверхностей зубьев, полученных в формулах (2.5) и (2.6), в формулы (2.7) и (2.8) соответственно, получаем:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

Подставляя значения допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса, полученных по формулам (2.7) и (2.8) соответственно, а также значения циклов перемены напряжений за весь срок службы в формулу (2.1) получаем:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при рассчитывают по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т. е. по менее прочным зубьям. Менее прочными будут являться зубья зубчатого колеса, так как . Поэтому дальнейшие расчеты будут вестись по значению допустимых контактных напряжений зубчатого колеса .

Для проверочных расчетов зубчатых передач необходимо определить допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса по формуле (2.10):

(2.10)

где – допускаемое напряжение изгибной выносливости при базовом числе циклов напряжений для зубьев шестерни и колеса, определяемое по таблице 2;

– коэффициент долговечности шестерни или колеса.

Коэффициент долговечности шестерни или колеса определяется по формуле (2.11):

(2.11)

где – базовое число циклов напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, принимается ;

– число циклов перемены напряжений за весь срок службы привода.

По известным уже величинам чисел циклов перемены напряжений за весь срок службы привода для шестерни и зубчатого колеса, полученных по формуле (2.3), очевидно, что , т. е. , а также , т. е. , следовательно, принимаем .

Определим допускаемые напряжения изгибной выносливости при базовом числе циклов напряжений для зубьев шестерни и колеса по формуле (2.12):

(2.12)

Подставляя среднее значение твердости поверхности зубьев шестерни и колеса, полученное в формуле (2.5) и (2.6), соответственно, в формулу (2.12), получаем:

для шестерни:

для колеса:

Подставив полученные значения в формулу (2.10) определим допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

Расчет модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса , т. е. по менее прочным зубьям. В данном случае по значению .