Выбор материала и термообработки
Таблица 2.1
Механические характеристики сталей, используемых
для изготовления зубчатых колес
Выбираем для входной ступени сталь 40Х с твердостью для шестерни входной и выходной ступени 260 HB, твердость колес 210 HB.
Предел текучести материала σт= 550 Мпа
Расчет допускаемых напряжений:
Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость
[σн]= σно•KHL/ SH,где
σно-базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, KHL- коэффициент долговечности, SH-коэффициент безопасности.
Найдем допускаемые напряжения для шестерни и колеса
σно=2•HB+70
σно1= 2∙260+70=590МПа
σно2= 2∙210+70=490МПа
[σн]1= 590∙1/1,1=536 МПа
[σн]2=490∙1/1,1=446 МПа
Для расчёта определяем
Найдем допускаемые контактные напряжения при перегрузки
[σн]max=2,8∙σт
[σн]max=2,8∙550=1540 МПа
Найдем напряжение изгиба при расчете на усталость
[σF]= σFO∙KFL∙KFC/SF, где
σFO-предел выносливости зубьев по напряжению изгиба, σFO= 1,8∙НВ;
KFL – коэффициент долговечности; KFC- коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи, KFC=1; SF –коэффициент безопасности, SF=1,65
Найдем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса.
[σF]1= σFO1∙KFL1∙KFC1/SF1,
σFO1= 1,8∙НВ1,
σFO1=1,8∙260=468 МПа,
[σF]1= 468∙1∙1/1,65= 284 МПа
[σF]2= σFO2∙KFL2∙KFC2/SF2,
σFO2= 1,8∙НВ2,
σFO2=1,8∙210=378 МПа,
[σF]2= 378∙1∙1/1,65=229МПа
Найдем допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках:
[σF]max=0,8∙σT
[σF]max=0,8∙550=440 МПа
Выбор коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба
KHβ, KFβ
Для выбора коэффициентов необходимо знать:
1) Твердость рабочих поверхностей зубьев;
HB<350
2) Величину коэффициента ψbd- коэффициент ширины относительно делительного диаметра;
3) Способ установления колес относительно опор.
KHβ=1, 07
KFβ=1, 3
Коэффициенты динамической нагрузки КHV и KFV, необходимо знать:
1) Твердость рабочих поверхностей поверхности зубьев;
2) Окружную скорость передачи;
3) Степень точности 7 или 8;
4) Тип зуба.
КHV= 1, 05
KFV= 1, 05
ψbd-коэффициент ширины относительно делительного диаметра. От входа к выходу увеличивается на 20-30 %
ψbd=1
ψba=2∙ ψbd/( U+1), где ψba- коэффициент ширины шестерни
ψba= 2∙1/5=0,4
Коэффициенты форма зуба YF1 и YF2
YF1=3,9
YF2=3,6
Расчет зубчатых цилиндрических передач
аw= 430(4+1)√250∙1,07/4912∙0,4∙4 =140 мм