Выбор материала шестерни по заданному материалу колеса и расчет допустимых напряжений

Зубчатые колеса изготовляют из углеродистой или легированной стали (таблица Б.5), а при больших размерах (диаметр более 500 мм) применяют стальное литье [1, с. 173, табл. 9.6].

Необходимая твердость шестерни [1, с. 173, табл. 9.6]:

 

НВ₁ ³ НВ₂ + (20…30);

 

где НВ₂ – средняя твердость колеса.

Следует иметь в виду, что механические характеристики шестерни должны быть выше характеристик колеса. Возможно изготовление шестерни и колеса из стали одной и той же марки, но с разной термообработкой. Например, можно изготовить шестерню из стали 40Х улучшенной, а колесо — из стали 40Х нормализованной.

Для лучшей приработки зубьев при их твердости до 350 НВ рекомендуют иметь твердость шестерни больше твердости колеса не менее чем на 20...30 единиц (твердость по Бринеллю).

Материал для шестерни выбирают обычно несколько прочнее, чем для колеса, так как напряжение при изгибе в зубьях шестерни выше, чем в зубьях колеса, и число циклов нагружений для зуба шестерни больше.

Исходя из данных условий: НВ₂ = (194 + 263) / 2 = 228,5;

НВ₁ = 228 + (20…30) = 248…258.

Этому требованию удовлетворяет сталь 30ХГТ улучшенная, твердость 235…280.

Расчетная твердость НВ₁ = (235 + 280) / 2 = 257,5.

 

Определение расчетного крутящего момента, который передает редуктор

Допускаемые контактные напряжения [s _Н ] (МПа) при расчете на усталость зубьев при изгибе для прямозубых передач определяют раздельно для шестерни и колеса (и принимают окончательно меньшее значение) по формуле [1, с. 151, форм. 9.10]:

 

,

 

где s _{Н lim b} – предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, см. табл. Б.6 [1, с. 174, табл. 9.8];

К_HL – коэффициент долговечности. Он учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи, а также возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач [1, с. 151], принимаем К_HL = 1.

S_H – коэффициент безопасности [1, с. 151], принимаем S_H = 1,1.

Рассчитываем предел контактной выносливости:

для колеса:

s _{Н lim b 2} = 2 × НВ₂ + 70 = 2 × 228,5 + 70 = 527 МПа,

для шестерни:

s _{Н lim b 1} = 2 × НВ₁ + 70 = 2 × 257,5 + 70 = 585 МПа.

Допустимые контактные напряжения:

[s _Н ]₂= 0,9ּ(527×1) / 1,1 = 479 МПа;

[s _Н ]₁= 0,9ּ(585×1) / 1,1 = 532 МПа.

Расчет крутящего момента на колесе (для прямозубых передач) ведем по наименьшему допустимому напряжению: [s _Н ] = 479 МПа по формуле [1, с. 162, форм. 9.39]:

 

, Н∙мм;

 

где К_{H b} – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и принимаемый в зависимости от ψ_ва (таблица Б.8) [1, с. 180, табл. 9.17], принимаем К_{H b} = 1,1;

К_а – коэффициент межосевого расстояния, учитывающий вид зацепления зубьев, К_а = 49,5 для прямозубых передач.

= 1932888,5 Н∙мм.

 

Кинематический расчет

 

Исходными параметрами при расчете привода являются мощность Р на рабочем валу машины и угловая скорость w (или частота вращения n) этого вала.