Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений

а) Для изготовления зубчатых колес рекомендуются стали марок 40, 45, 50, 40Х, 40ХН, нормализованные или улучшенные до твердости НВ ≤ 350.

При этом рекомендуется твердость шестерни назначать на 10 – 15 единиц больше твердости колеса.

б) Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость для сталей при НВ ≤ 350

МПа, (5)

где σ_Нlim – предел контактной выносливости, принимается по табл. 3;

Z_n – коэффициент долговечности;

S_n – коэффициент долговечности (запаса прочности), при проведении нормализации или улучшения стали принимается равным 1,1.

В формуле (5) как правило, на практике не учитываются коэффициенты влияния размеров зубчатых колес и их окружной скорости, шероховатости рабочих поверхностей и особенности смазывания, так как указанные факторы в обычных условиях работы зубчатых передач незначительно влияют на точность расчетов.

Таблица 3

Значения пределов контактной σ_Нlim и изгибной σ_Flim выносливости зубьев

Коэффициент долговечности Z_n учитывает влияние срока службы передачи и возможность повышения допускаемых напряжений для передач с малой заданной долговечностью, когда заданное число циклов N_k меньше базы испытаний N_g. Значение базы испытаний N_g зависят от твердости рабочих поверхностей зубьев, см. табл. 4.

Таблица 4

Значение базового числа циклов нагружения N_g в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев

, (6)

Заданное число циклов N_k определяется

N_k = 60nct, (7)

где n – частота вращения колеса, по материалу которого определяются допустимые напряжения, мин^-1;

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, равное числу колес, с которыми зацепляется данное;

t – продолжительность работы передачи за расчетный срок службы, ч, принимается самостоятельно.

Предельные максимальные значения коэффициента долговечности: Z_n = 1,8 для зубьев с поверхностным упрочением при S_n = 1,2; Z_n = 2,6 для зубьев с однородной структурой материала (объемная закалка, улучшение, нормализация) при S_n = 1,1.

В том случае, когда число циклов нагружения N_k > N_g (длительно работающие передачи), Z_n принимается равной 1,0.

Обычно в практических расчетах [σ_Н] определяются для колеса, как наименьшее.

в) Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость для сталей при нормализации и улучшении

МПа, (8)

где σ_Flim - экспериментально определенный предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, приближенно в расчетах можно принимать σ_Flim = 0,8 σ_Т при твердости ≤ 350 НВ и σ_Flim = 0,6 σ_В при твердости > 350 НВ, см. табл. 11;

Y_a - коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки (реверсивные передачи, сателлиты планетарных передач и т. д.), для одностороннего приложения нагрузки Y_a= 1, для реверсивной нагрузки Y_a= 0,7…0,8;

Y_n – коэффициент долговечности, методика расчета аналогична Z_n;

S_f – минимальный коэффициент безопасности (запаса прочности), принимается S_f ≈ 1,5 … 1,75.

Следует отметить, что коэффициенты долговечности, имеющие отношение к расчетам на контактную прочность, как правило, обозначаются Z, на изгибную прочность – Y.

Коэффициент долговечности Y_n определяется

, (9)

N_fg – для всех сталей принимается 4 · 10⁶ циклов, q = 6;

Y_nmax = 4 для колес с однородной структурой, q = 9; Y_nmax = 2,5 для колес с поверхностным упрочнением зубьев.

Число циклов рассчитывается по формуле (7) как для постоянного режима нагрузки.

Величина [σ_F] рассчитывается для шестерни и колеса.

Дата добавления: 2014-11-06; просмотров: 499; Нарушение авторских прав

Мы поможем в написании ваших работ!