7) Выбор материала, термообработки и твердости

Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовой проект, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала H 350HB. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни HB₁ назначается больше твердости колеса HB₂. Разность этих твердостей для передач с прямыми и непрямыми зубьями должна составлять 20…50

Согласно [2, стр. 52, табл. 3.1, табл. 3.2] выбираем материал и термообработку для шестерни и колеса.

Шестерня: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB_1СР=302.

Колесо: сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, твёрдость HB_2СР=280.

Проверяем разность

HB1ср − HB2ср = 282 − 260 = 22

что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.

Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни ^[σ^]_H1и колеса ^[σ^]_H2.

Коэффициент долговечности.

где

N_H0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. Определяется интерполированием по средней твердости поверхностей зубьев с учетом табличных значений [2, стр.55, табл. 3.3] :

для шестерни (при средней твердости HB_{1 ср} = 282):

N_H01 = 25 ∙ 10⁶ циклов

для зубчатого колеса (при средней твердости HB_{2 ср} = 260):

N_H02 = 16,5 ∙ 10⁶ циклов

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

N = 573 ∙ ω_1,2 ∙ h,

Где

ω_1,2 - угловая скорость вала, на котором установлены шестерня или колесо;

h – срок службы привода:

h=16 тыс.час

N₁ = 573 ∙ 31,986∙ 16000 = 293,2 ∙ 10⁶ цикла

N₂ = 573 ∙ 7,997 ∙ 16000 = 73,3 ∙ 10⁶ цикла

При условии N > N_H0 принимают K_HL = 1 [2,стр. 55].

Так как N₁ = 293,2 ∙ 10⁶ циклов > N_{H0 1} = 25 ∙ 10⁶ циклов и

N₂ = 73,3 ∙ 10⁶ циклов > N_{H0 2} = 16,5 ∙ 10⁶ циклов, принимаем K_HL1 = K_HL2 = 1.

Допускаемые контактные напряжения ^[σ^]_H0, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений

[2, стр. 52, табл. 3.1]:

^[σ^]_H0 = 1,8HB_ср + 67

^[σ^]_H01 = 1,8HB_ср1 + 67 = 1,8 ∙ 302 + 67 = 610,6 МПа

^[σ^]_H02 = 1,8HB_ср2 + 67 = 1,8 ∙ 280 + 67 = 571 МПа

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса

[2, стр.55]:

^[σ^]_H = K_HL ∙ ^[σ^]_H0

^[σ^]_H1 = K_HL1 ∙ ^[σ^]_H01 = 1 ∙ 610,6 = 610,6 МПа

^[σ^]_H2 = K_HL2 ∙ ^[σ^]_H02 = 1 ∙ 571 = 571 МПа

Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при HB_{1 ср} − HB_{2 ср} = 20 … 50 рассчитывают по меньшему значению ^[σ^]_H из полученных, то есть по менее прочным зубьям. Поэтому в качестве расчётного значения допускаемых контактных напряжений принимаем напряжение для зубьев колеса:

^[σ^]_H = ^[σ^]_H2 = 571 МПа

Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба .

Коэффициент долговечности.

где N_F0 - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей N_F0 = 4 ∙ 10⁶ циклов;

N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

При условии N > N_F0 принимают K_FL1 = 1.

Так как N₁ = 363 ∙ 10⁶ циклов > N_F0 = 4 ∙ 10⁶циклов и

N₂ = 115 ∙ 10⁶ циклов > N_F0 = 4 ∙ 10⁶ циклов, принимаем K_FL1 = K_FL2= =1.

Определяем допустимые напряжение изгиба ^[σ^]_F0, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений

[2, с.56]:

^[σ^]_F0= =1,03HB_ср

^[σ^]_F01 = 1,03 ∙ HB_ср1 = 1,03 ∙ 302 = 311,06 МПа

^[σ^]_F02 = 1,03 ∙ HB_ср1 = 1,03 ∙ 280 = 288,4 МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

^[σ^]_F = K_FL ∙ ^[σ^]_F0

^[σ^]_F1 = K_FL1 ∙ ^[σ^]_F01 = 1 ∙ 311,06 = 311,06 МПа

^[σ^]_F2 = K_FL2 ∙ ^[σ^]_F02 = 1 ∙ 288,4 = 288,4 МПа

Расчет модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению ^[σ^]_F из полученных, то есть по менее прочным зубьям. Поэтому в качестве расчетного значения принимаем напряжение для зубьев колеса:

^[σ^]_F = ^[σ^]_F2 = 288,4 МПа

Таблица 4 Выбор материала и термообработки

Элемент передачи	Марка стали	^Dпред^,^мм	Термообработ ка	^НВ1ср	^𝝈B	^𝝈−𝒍	^𝝈H	^𝝈F
		^Sпред^,^мм		^НВ2ср	Н/мм^2
Шестерня	40Х	125	У	302	900	410	610,6	311,06
Колесо	40Х	125	У	280	790	375	571	288,4