 |
Выбор материала закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
|
|
|
|
1. Выбор твердости, термообработки и материала колес передачи.
Материал зубчатой передачи и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары и номинальной мощности двигателя 
. Материал выбирается одинаковый для шестерни и колеса, но для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначается больше твердости колеса. При этом следует ориентироваться на дешевые марки стали.
Так как рассчитывается закрытая зубчатая передача с непрямыми зубьями со средней мощностью 
, то, учитывая выше изложенные условия, выбираю для колеса и шестерни сталь 40Х. Термообработка колеса и шестерни – улучшение.
Интервал твердости зубьев:
шестерни 
: 269…302 НВ
колеса 
: 235…262 НВ.
Определяем среднюю твердость зубьев шестерни:
НВ,
где 
- крайнее левое и правое значение из интервала твердостей зубьев шестерни.
Находим среднюю твердость зубьев колеса:
НВ,
где 
- крайнее левое и правое значение 
из интервала твердостей зубьев колеса.
При этом надо соблюсти необходимую разность средних твердостей зубьев, т.е. должно выполнятся условие 
. При значениях 
, 
разность 
, следовательно, условие выполняется.
Определяем механические характеристики стали шестерни:
, 
, 
.
Определяем механические характеристики стали колеса:
, 
, 
.
Предельные значения размеров заготовки:
диаметр шестерни 
,
толщина обода или диска колеса 
.
2. Определение допускаемых контактных напряжений.
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни 
:
,
где 
– число циклов перемены напряжений, полученное интерполированием по средней твердости шестерни 
(А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», таблица 3.3., стр. 55),
|
|
|
- число циклов перемены напряжений за весь срок службы. Здесь 
– угловая скорость быстроходного вала,
– срок службы,
где 
лет – срок службы привода,
– коэффициент годового использования,
– коэффициент суточного использования).
лет,
циклов.
Так как 
, то принимаем 
.
Определяем коэффициент долговечности для зубьев колеса 
:
где 
– число циклов перемены напряжений, полученное интерполированием по средней твердости колеса 
(А.Е. Шейнблит «Курсовое проектирование деталей машин», таблица 3.3., стр. 55),
.
Здесь 
- угловая скорость тихоходного вала.
.
Так как 
, то принимаем 
.
Находим допускаемые контактные напряжения для шестерни 
и колеса 
, соответствующие пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений 
и 
:
,
.
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни 
и колеса 
:
,
.
Выбираем окончательное допускаемое контактное напряжение 
, как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.
При этом выполняется условие 
.
3. Определение допускаемых напряжений изгиба.
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни 
:
,
где 
– число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, 
циклов.
Так как 
, то принимаем. 
Определяем коэффициент долговечности для зубьев колеса 
:
.
Так как 
, то принимаем 
.
Находим допускаемые напряжения изгиба для шестерни 
и колеса 
, соответствующие пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений 
:
,
.
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни 
и колеса 
:
,
.
Для расчета модуля зацепления используют допускаемое напряжение 
, как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.
|
|
|
