Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

Поскольку, в проектном задании к редуктору не предъявляется жёстких требований в отношении габаритов передачи, а изготовление колёс осуществляется в условиях мелкосерийного производства, то выбираем материалы со средними механическими качествами. В проектном задании указано, что редуктор должен быть общего назначения, кроме того передаваемая мощность невелика (1,8 квт). Для таких редукторов экономически целесообразно применять колёса с твёрдостью ≤ 350 НВ, при этом достигается лучшая прирабатываемость зубьев колеса, обеспечивается чистовое нарезание зубьев колёс после термообработки, высокая точность их изготовления. Учитывая, что число нагружений в единицу времени зубьев шестерни в передаточное число раз (2,5) больше нагружений зубьев колеса, для достижения одинаковой контактной усталости обеспечиваем механические характеристики материала шестерни выше, чем материала колеса. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначаем больше твёрдости колеса НВ2 (стр. 48 [1]); НВ1-НВ2=20…50

Мощность на рабочем валу РIII = 1,8 квт;

передаточное число редуктора Uзп =4;

частота вращения рабочего вала nIII = 120 об/мин;

передача нереверсивная.

3.1.Пользуясь таблицей 3.2, стр.50 [1], подбираем подходящий материал.

Сталь 45, которой присущи следующие характеристики:

Dпред. – любой;

Sпред. – любая;

Твёрдость заготовки 179…207 НВ;

Gв = 600 Н/мм²;

Gт = 320 Н/мм²;

G-1 = 260 Н/мм²;

Данный материал подходит для изготовления колеса редуктора, в качестве термообработки используют нормализацию.

Сталь 45, которой присущи следующие характеристики:

Dпред. =125 мм;

Sпред. =80 мм;

Твёрдость заготовки 335…262 НВ;

Gв = 780 Н/мм²;

Gт = 540 Н/мм²;

G-1 = 335 Н/мм²;

Данный материал подходит для изготовления шестерни редуктора, в качестве термообработки используют улучшение.

3.2 Допускаемые контактные напряжения при расчётах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [G]н1 и колёса [G]н2.

Определяем коэффициент долговечности KнL :

KнL =

где, Nно – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Если N> Nно , то принимаем KнL = 1 (стр. 51[1]).

По таблице 3.1, стр. 49 [1] определяем допускаемое контактное напряжение [G]но, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений Nно.

[G]но = 1,8 НВср+67

НВср1 = (235+262)/2 = 248,5

[G]но1 = 1,8*248,5+67 = 514,3 Н/мм²

НВср2 = (179+207)/2 = 193

[G]но2 = 1,8*193+67 = 414,4 Н/мм²

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [G]н1 и колеса [G]н2 (стр. 51 [1]):

[G]н1 = KнL1*[G]но1 = 1*514,3 Н/мм²

[G]н2 = KнL2*[G]но2 = 1*414,4 Н/мм²

Среднее допускаемое контактное напряжение (стр. 51 [1]):

[G]н = 0,45* ( [G]н1+[G]н2 ) = 0,45* (514,3+414,4) = 0,45*928,7 = 418 Н/мм²

3.3 Определяю допускаемое напряжение изгиба [G]F.

Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [G]F1 и [G]F2. Определяю коэффициент долговечности (стр. 52, [1]): KнL

где, NFO = 4*10 - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N> NFO (стр. 52, [1]), то принимаем КFL = 1.

Допускаемое напряжение изгиба [G]F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO.

[G]F0 = 1,03 НВср (табл. 3.1, стр. 49 [1])

НВср1 = 248,5 ; НВср2 = 193

[G]F01 = 1,03*248,5 = 256 Н/мм²

[G]F02 = 1,03*293 = 199 Н/мм²

Расчёт модуля зацепления для цилиндрических передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [G]F из полученных для шестерни [G]F1 и колеса [G]F2, то есть по менее прочным зубьям. Составляем табличный ответ: