3. Подбор материала для зубчатых колес редуктора

Для закрытых зубчатых передач (редукторов) основным услови­ем надежной работы является отсутствие усталостных контактных повреждений зубьев (питинга). Оно обеспечивается выполнением при проектировании условия прочности по контактной выносливости.

где σ_H — контактные напряжения в зубьях редуктора, [σ_H] - допускаемые контактные напряжения для материала зубьев. Ожидаемый уровень контактных напряжений в зубьях редуктора

σ_H [МПа] можно определить по следующей формуле:

где А — размерный коэффициент, определяемый в зависимости от ти­па передачи (для прямозубых А = 1000, для косозубых и шеврон­ных А = 8500),

Ь₂ — ширина зубчатого колеса в мм;

U_ped — передаточное отношение редуктора;

К - коэффициент нагрузки;

Кна - коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Значения указанных коэффициентов будут определены позже, а на первоначальной стадии расчета можно принять ориентировочно К_На =1; К =1,2.

Определив контактные напряжения в зубьях, следует выбрать материал, из которого будут изготавливаться зубчатые колеса редук­тора. Для этого нужно определить необходимую твердость поверхно­сти зубьев, от которой и зависит их сопротивляемость контактным повреждениям.

Материал шестерни:

Сталь Ст.50, твердость поверхности 228-255 HB, предел прочности σ_В=821 МПа, предел текучести σ_Т=530 МПа.

Термообработка: улучшение (закалка t^о=820-840 в масло, отпуск t^о=560-600).

Материал колеса:

Сталь Ст.45Л, твердость поверхности 207-235 HB, предел прочности σ_В=751 МПа, предел текучести σ_Т=400 МПа.

Термообработка: нормализация (t^о=890-900).

Проверка совместимости материалов:

единиц (удовлетворяет требованию)

4. Определение допускаемых напряжений для выбранного материала

Для определения допускаемых напряжений используют средние значения твердости выбранных материалов из указанных в справочнике диапазонов:

По полученному значению НВ_ср вычисляются параметры выносливости материалов: предел контактной выносливости при пульси­рующем цикле изменения напряжений – σ_0H [МПа], и предельное значение долговечности при этих напряжениях - N₀ [циклов].

Для зубчатых колес с твердостью поверхности НВ < 350 эти па­раметры определяются по формулам:

Окружную скорость колес V м/с можно определить по формуле:

где a_wстанд— межцентровое расстояние в мм,

n₁ об/мин - частота вращения ведущего вала редуктора,

n - коэффициент запаса, обеспечивающий требуемый уровень надежности передачи.

N_E - эквивалентное (приведенное к максимальному режиму рабо­ты) число циклов нагружения зуба за срок эксплуатации редуктора.

,

где n – частота вращения соответсвующего зубчатого колеса,

T_E – эквивалентное (приведенное к максимальному режиму работу) время в часах эксплуатации редуктора:

,

где L – заданный ресурс редуктора, годы,

260 – число рабочих дней в году,

t_экв. – эквивалентное (приведенное к максимальному режиму работы) время работы редуктора за сутки:

где t_i – время работы на данной ступени режима,

m – параметр выносливости материала для сталей с твердостью поверхности HB<350 составляет m=6,

М – номинальный момент редуктора,

М_i – момент на текущей ступени работы

Теперь вычислим значения допускаемых напряжений для материала шестерни [σ_H1] и колеса [σ_H2]:

,

где Z_R – коэффициент, учитывающий качество технологической обработки поверхности зубьев: нарезание червячной фрезой, Z_R = 0,9, R_a = 2,5-10 мк,

n – коэффициент запаса, обеспечивающий требуемый уровень надежности передачи,

Также рассмотрим допускаемое напряжение для зубчатой косозубой передачи с рассматриваемой парой колес: