Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

Расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени

Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

Для шестерни и зубчатого колеса выбираем материал – сталь . По таблице 8.8. [2] выбираем термообработку: для шестерни – улучшение HВ, σ_в = МПа, σ_т = МПа; для колеса - улучшение HВ, σ_в = МПа, σ_т = МПа.

Определение допускаемых напряжений

Число циклов нагружения

N =60ntK_n

где n – частота вращения вала, t – время безотказной работы, K_n =1 – число зацеплений зубьев шестерни и колеса за время одного оборота, тогда при номинальной нагрузке

N₁ =60n₁L_Σ K_n1 = =– для шестерни;

N₂ =60n₂L_Σ K_n2 = = – для колеса.

Приведённое число циклов нагружения по контактным напряжениям

N_Нe = N·K_Не

где K_Не - коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному по контактным напряжениям. Согласно таблице 2.4. [3], для постоянного режима работы K_Не = 1, тогда

N_Нe1 = N₁·K_Не1 =– для шестерни;

N_Нe2 = N₂·K_Не2 =– для колеса.

Приведённое число циклов нагружения по изгибным напряжениям

N_Fe = N·K_Fе

где K_Fе - коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному по изгибным напряжениям. Согласно таблице 2.4. [3], для постоянного режима работы K_Fе = 1, тогда

N_Fe1 = N₁·K_Fе1 =– для шестерни;

N_Fe2 = N₂·K_Fе2 =– для колеса.

Базовое число циклов нагружения по контактным напряжениям

По рисунку 8.40. [2], приняв НВ (среднее значение) получаем для шестерни N_НG1 =. Приняв НВ (среднее значение) получаем для колеса N_HG2 =.

Базовое число циклов нагружения по изгибным напряжениям

Согласно [2], для всех сталей рекомендуется принять N_FG =4·10⁶.

Допускаемые контактные напряжения

По таблице 8.9. [2] определяем пределы контактной выносливости:

σ_нlim =2НВ+70= = МПа – для колеса

σ_нlim =2НВ+70= = МПа – для шестерни

Допускаемые напряжения определяются по формуле:

[σ_н]=(σ_нlim/S_H)Z_N

Коэффициент безопасности согласно таблице 8.9. [2] S_H =1,1. Коэффициент долговечности Z_N определяется по формуле:

Z_N =

При этом должны выполняться неравенства:

1≤ Z_N ≤ 2,6 при S_H =1,1; 1≤ Z_N ≤ 1,8 при S_H =1,2.

Допускаемые напряжения определяем по материалу колеса как более слабому.

Z_N = =

Принимаем Z_N = 1, тогда

[σ_F]=(σ_нlim/S_H)Z_N=/1,1= МПа

Допускаемые изгибные напряжения

По таблице 8.9. [2] определяем пределы изгибной выносливости:

σ_Flim =1,8НВ =1,8· = МПа – для колеса

σ_Flim =1,8НВ =1,8·= МПа – для шестерни

Допускаемые напряжения определяются по формуле:

[σ_F]=(σ_Flim/S_F)Y_N

Коэффициент безопасности согласно таблице 8.9. [2] S_F =1,75. Коэффициент долговечности Y_N определяется по формуле:

Y_N =

При этом должно выполняться неравенство: 1≤ Y_N ≤ 4

Определим коэффициент долговечности для колеса

Y_N2 = = =

Принимаем Y_N2 = 1. Так как N_Fe1≥ N_Fe2,то Y_N1 = Y_N2 = 1. Тогда

[σ_F]₁=(σ_нlim1/S_F)Y_N1= МПа – для шестерни

[σ_F]₂=(σ_нlim2/S_F)Y_N2= МПа – для колеса

Допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке согласно таблице 8.9. [2]

[σ_н]_max = = МПа – для колеса

[σ_н]_max = =МПа - для шестерни

Допускаемые изгибные напряжения при кратковременной перегрузке согласно таблице 8.9. [2]

[σ_F]_max = = МПа – для колеса

[σ_F]_max = = МПа – для шестерни

Расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени

Выбор материала шестерни и зубчатого колеса

Для шестерни и зубчатого колеса выбираем материал – сталь . По таблице 8.8. [2] выбираем термообработку: для шестерни – улучшение HВ, σ_в = МПа, σ_т = МПа; для колеса - улучшение HВ, σ_в = МПа, σ_т = МПа.