Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ_ш = НВ_к + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни – сталь 50, для колеса – сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Материалы зубчатых колес.

Допустимые контактные напряжения:

,

где σ_Нlim– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_Н0 = 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σ_{Нlim b} = 2 НВ +70):

σ_{Н lim b ш} = 2·180+70=430МПа, σ_{Нlim b к} =2· 154 + 70=378 МПа;

N_Н0ш = 30·180^2,4 = 7,76·10⁶, N_Н0к = 30 · 154^2,4 = 5,3·10⁶;

S _Н – коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем S _Н = 1,1, [6];

К_{Н L} – Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N_Н0 и дополнения (N_Σ·К_НЕ); К_НЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_НЕ = 0,06.

N_Σ - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где L_h –время службы передачи, для односменной работы L_h=1·10⁴ час.

, .

N_Σш · К_НЕ =1,96 · 10⁸ · 0,06 = 1,17 · 10⁶ < N_Н0ш = 7,76 · 10⁶,

N_Σк · К_НЕ = 0,49 · 10⁸ · 0,06 =2,9 · 10⁶ < N_Н0ш = 5,3 ·10⁶.

Так как в обоих случаях N_Н0 >N_Σ · К_НЕ , то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где σ_Flimb – граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N_Fо = 4 · 10⁶, [6], (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ, σ_Flimb = НВ + 260):

σ_Flimbш = 180 +260 = 440МПа, σ_Flimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

S_F – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S_F = 1,8, K_FL – коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_F0 и (N_Σ K_{F Е}); K_{F Е} – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_{F Е} = 0,02.

N_{Σ m}· K_{F Е} = 1,05·10⁸·0,02 = 2,1·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶,

N_Σк · K_{F Е} = 0,26·10⁸·0,02 = 0,52·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶.

Так как в обоих случаях N_F0 > N_Σ K_{F Е}, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

; .

K_FC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К_{Н L} – 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_Н]_max = 2,8 σ_Т.

[σ_Н]_{max ш} = 2,8·380 = 1064 МПа, [σ_Н]_{max к} =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_F]_max = 0,8 σ_Т.

[σ_F]_{max ш} = 0,8·380 = 304 МПа., [σ_F]_{max к} = 0,8·340 = 272 МПа.