Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

 

Выбор материала зубчатых колес обусловливается необходимостью обеспечения достаточной контактной и изгибной прочности зубьев.

Основным материалом для изготовления зубчатых колес силовых передач служит легированная или углеродистая стали.

Стальные зубчатые колеса, как правило, подвергают термообработке: закалке, улучшению, нормализации, регламентирующихся различными температурными режимами и способами охлаждения. В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на 2 группы:

1.Колеса с твердостью £ 350 НВ (подвергаются нормализации или улучшению).

2.Колеса с твердостью > 350 НВ (закалка, цементация - закалка, азотирование).

Критерий выбора: если мощность двигателя до 5 кВт, то назначают марку стали Ст 45 с твердостью 167 НВ ÷ 350 НВ.

Если твердость рабочих поверхностей зубьев колеса меньше 350 НВ, то в целях выравнивания долговечности зубьев, шестерни и колеса, ускорения их приработки и повышения сопротивляемости заеданию, твердость зубьев шестерни всегда назначается больше твердости зубьев колеса на 20 ÷ 50 НВ.

Для шестерни берем Ст 45 и твердость 250 НВ, для колеса - Ст 45 и твердость 200 НВ. Принимаем значение предела прочности s_в = 780 МПа, предела текучести s_т = 440 МПа (для шестерни значения 590 и 300 соответственно), (стр.6 из [2])

Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемое контактное напряжение определяется раздельно для шестерни и колеса по формуле:

 

Где s_н · lim b - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа.

S_н - коэффициент безопасности.

КНL - коэффициент долговечности.

КНL = 1; S_н = 1,1.

 

s_H2 ·lim b = 2×НВ + 70 = 2×250 + 70 = 570 (МПа);

s_H2 ·lim b = 2×НВ + 70 = 2×200 + 70 = 470 (МПа). (стр. 7,8 из [2])

 

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса равны:

 

[s_H1] = (570/1,1)*1 = 518 (МПа);

[s_H2] = (470/1,1)*1 = 427 (МПа).

 

Для шевронной передачи за допускаемое контактное напряжение принимают условное допускаемое напряжение:

 

[s_H] = 0,45*(518 + 427) = 425 (МПа).

2.2.2 Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:

 

Где s_H · lim b - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа.

S_F - коэффициент безопасности при изгибе.

КFL - коэффициент долговечности при изгибе.

КFL = 1; S_F = 1,75. (стр.8 из [2])

 

s_F1 · lim b = 1,8*250 = 450 (МПа)

s_F2 · lim b = 1,8*200 = 360 (МПа). (стр.8 из [2])

[s_F1] = 450/1,75 = 257 (МПа)

[s_F2] = 360/1,75 = 205 (МПа).

 

Предварительный выбор угла наклона зубьев для шевронной передачи

 

Применяемые в мощных редукторах шевронные зубчатые колеса не передают на подшипники осевые нагрузки, поэтому для них можно принимать β=25…40۫. Выбираем угол наклона 30۫. (стр.9 из [2])