Выбор материалов и термообработки зубчатых колёс

Выбор материалов и термообработки зубчатых колёс

 

Принимаем для изготовления шестерни сталь 40Х, колеса – сталь 40 с термообработкой по варианту II (табл.1.2). По табл. 1.1 назначаем твёрдость зубчатых колёс: шестерни (У + ТВЧ) твёрдость сердцевины 300 НВ, твёрдость поверхности 50 HRC; колеса (У) твёрдость сердцевины и поверхности 260 НВ. Предполагаем, что заготовкой для колеса и шестерни будет поковка.

 

Выбор коэффициента рабочей ширины зубчатого венца передачи

 

Так как твёрдость одного из сопряжённых зубьев менее 350 НВ, а так же при симметричном расположении зубчатых колёс передачи относительно опор вала и малом расстоянии между опорами, рекомендуется назначать ψ_bd 0,8…1,4. Назначаем ψ_bd=0,8.

 

Выбор угла наклона зубьев

 

Согласно исходным данным, имеем прямозубую передачу. В таком случае угол наклона зуба β=0.

 

Определение допускаемых напряжений

 

Допускаемые контактные напряжения

 

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев σ_{н lim} и коэффициент безопасности S_н определяем по табл.1.3. Расчёт ведём по средней твёрдости:

для шестерни:

МПа; ;

для колеса:

МПа; .

 

Базовое число циклов перемен напряжений, соответствующее пределу выносливости:

для шестерни: ;

для колеса: .

 

Число циклов перемен напряжений в соответствии с заданным сроком службы при нагрузке, изменяющейся по ступенчатой циклограмме:

 

Коэффициент долговечности при :

для шестерни: ,

для колеса: .

Предполагая шероховатость сопряжённых поверхностей зубьев Rа в пределах от 2,5 до 1,25, принимаем значение коэффициента шероховатости Z_R=0,95. На этом этапе проектирования принимаем значение коэффициента, учитывающего окружную скорость передачи, Z_V=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения прямозубой передачи принимаем меньшее значение: МПа.

 

Допускаемые напряжения изгиба зубьев

 

Для шестерни:

По табл. 1.4 предел выносливости зубьев при изгибе МПа, коэффициент запаса прочности . Для поковки коэффициент . При одностороннем нагружении передачи . Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, на этом этапе проектирования .

Коэффициент долговечности:

при .

При модуле до 6 мм включительно при нагреве ТВЧ зубья прогреваются насквозь. Поэтому можно считать однородной структуру материала шестерни и колеса и .

.

.

МПа.

 

Для колеса:

По табл. 1.4 предел выносливости зубьев при изгибе МПа, коэффициент запаса прочности . Для поковки коэффициент . При одностороннем нагружении передачи . Коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, на этом этапе проектирования .

МПа.

 

Число зубьев

шестерни:

, что больше .

колеса:

.

Полученные расчётом числа зубьев округляем до целого значения. При этом следует стремиться к наименьшему отклонению фактического передаточного числа передачи  от заданного значения.

Принимаем      

 

Начальный диаметр

шестерни:

мм;

колеса:

мм.

 

Делительный диаметр

шестерни:

мм;

колеса:

мм.

 

Диаметр вершин зубьев

шестерни:

мм;

колеса:

мм.

 

Диаметр впадин

шестерни:

мм;

колеса:

мм.

 

Основной диаметр

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

 

Эквивалентное число зубьев

шестерни:

колеса:

 

Окружная скорость

м/с.

 

Выбор материалов и термообработки зубчатых колёс

 

Принимаем для изготовления шестерни сталь 40Х, колеса – сталь 40 с термообработкой по варианту II (табл.1.2). По табл. 1.1 назначаем твёрдость зубчатых колёс: шестерни (У + ТВЧ) твёрдость сердцевины 300 НВ, твёрдость поверхности 50 HRC; колеса (У) твёрдость сердцевины и поверхности 260 НВ. Предполагаем, что заготовкой для колеса и шестерни будет поковка.