Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

В качестве материала для изготовления всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, для колес - улучшение 230…260НВ =850 МПа, =550 МПа, для шестерен улучшение 260…280НВ =950 МПа, =700 МПа, зубьям шестерни – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, , .

Определяем допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по формуле [2] , МПа

, (2.1)

где -базовый предел контактной выносливости зубьев, определяемый для шестерни и колеса, МПа,

- коэффициент безопасности, = 1,1,

- коэффициент долговечности.

, (2.2)

_ш = 2 270+70=610 МПа,

_к=2 250+70=570 МПа,

K_HL = , (2.3)

где –базовое число циклов нагружения [6],

- циклическая долговечность (число циклов до разрушения).

= 30 НВ ^2.4 (2.4)

где НВ - средняя твердость.

=30 260^2.4=1,87 10⁷

=60 n c , (2.5)

где n -частота вращения вала зубчатого колеса, мин ,

с -число зубчатых колес, находящихся в зацеплении рассчитываемым,

-заданный ресурс [2], час.

= L 260 8 (2.6)

где L=4,5– срок службы, лет;

=4,5 260 8=9360 часов,

=60 13 9360=7,3 10 циклов.

В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших , поэтому при > принимают = . В нашем случае =7,3 10 циклов> =1,87 10 циклов, следовательно = , и тогда K_HL =1.

Допускаемые контактные напряжения , МПа, составят для колес [2]:

МПа.

для шестерни:

МПа.

Допускаемое контактное напряжение:

МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба , МПа колеса и шестерни определяем по формуле [6]:

, (2.7)

где - базовый предел выносливости зубьев при изгибе,

=1 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

=1- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения,

- коэффициент безопасности.

, (2.8)

для колес:

МПа,

для шестерен:

МПа,

= , (2.9)

=1 175=1,75

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, =1,75,

–коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, =1.

Допускаемые напряжения изгиба , МПа для колес:

МПа.

Допускаемые напряжения изгиба , МПа для шестерен:

МПа.

2.2 Проектный расчет передач

2.2.1 Проектный расчет червячной передачи

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и червяка сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен – улучшение НВ 250…270; для червяка – закалка до 54 HRC.

Витки червяка шлифовать и полировать.

При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.

Для червячного колеса назначаем материал Бр АЖ-9

Определяем допускаемые напряжения.

Оцениваем скорость скольжения:

. (2.10)

. (2.11)

Принимаем число заходов червяка Z₁=2.

Z₂=Z₁ U=2 20=40> Z_{2 min}=28. (2.12)

Принимаем число заходов червяка Z₂=40.

Принимаем коэффициент диаметра червяка:

q=16.

q/ Z₂=16/40=0, 4. (2.13)

В рекомендуемых пределах

Определяем межосевое расстояние:

; Mпа. (2.14)

где Е_ПР- приведенный модуль упругости.

Подставляя в формулу 9,20 из [2] находим:

, (2.15)

мм.

Полученное расчётом межосевое расстояние округляем в большую сторону до ближайшего стандартного числа: =140 .

Расчётный осевой модуль:

мм. (2.16)

Полученный модуль округляем до ближайшего, m_n =5 мм.

Находим значение коэффициента q:

. (2.17)

Полученное расчётом значение округляем стандартного числа: =16.

Находим коэффициент смещения:

. (2.18)

Рассчитаем геометрические параметры червячной передачи

Уточняем значения делительных диаметров:

= = мм, (2.19)

= = мм. (2.20)

Определяем диаметры вершин:

мм, (2.21)

мм. (2.22)

Диаметр впадин зубьев:

мм, (2.23)

мм. (2.24)

Ширина венца:

. (2.25)

Дата добавления: 2015-06-28