Выбор материалов зубчатых (червячных) передач

Определение допускаемых напряжений

2.1. Червячная передача

Выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики.

По табл. 3.1. [Ш-нт, стр. 49 ] при мощности Р = 5, 5 кВт червяк изготовляется из стали 40 с твердостью ³ 45 HRC_э, термообработка – улучшение и закалка ТВЧ;

По табл. 3.2. [Ш., стр. 50 ] для стали 40X – твердость 45…50 HRC_э; s_в = 900 Н/мм²; s_т = 750 Н/мм² = 750 МПа.

Определяем скорость скольжения:

u_s = Ö Т_{2 *} (4, 3 _* w_{2 *} U_зп) / 10³

w₂ = (p _* n₂) / 100 = (p _* 23, 75) / 100 = 0, 74

u_s = (4, 3 _* 0, 74 _* 60) / 10³ _* ³Ö 200, 5 = 5, 24 м/с

В соответствии со скоростью скольжения по табл. 3.5. [Ш. стр. 54] из группы II выбираем:

БрОНФ 10-1-1, полученную центробежным литьем с s_в = 285 МПа; s_т = 165 МПа.

Для Ме венца червячного колеса (ЧК) по табл. 36 [Ш., стр. 55] определяем допускаемые контактные [s]_н и изгибные [s]_F напряжения:

а) при твердости червяка ³ 45HRC_э:

[s]_н = 300 – 25 _* u_s = 300 – 25 _* 5, 24 = 169 МПа

б) коэффициент долговечности K_FL = ^aÖ 10⁶ / N,

где наработка N = 573 _* w_{2 *} t = 573 _* 2, 8 _* 6570 = 1, 5 _* 10⁷ циклов

Тогда K_FL = ⁹Ö 10⁶ / 1, 5 _* 10⁷ = 0, 74

[s]_F = 0, 16 _* s_{в *} K_FL = 0, 16 _* 700 _* 0, 74 = 82, 88 МПа

2.2. Зубчатая закрытая передача

1. Выбор металла.

а) По табл. 3.1. [Ш., стр. 49 ] определяем марку стали:

для шестерни – 40X, твердость ³ 45 HRC_э

для колеса – 40X, твердость £ 350 HВ

б) По табл. 3.2. определяем механические характеристики стали 40X: твердость 45…50 HRC_э, т.о – улучшение и закалка.

для шестерни, колеса твердость 269…302 НВ, т.о. – улучшение, с D_пред = 289 мм, S_пред = 88 мм.

в) определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса

НВ₂ = (269 + 302) / 2 = 285, 5

HRC_э = (45 + 50) / 2 = 47, 4

По графику находим НВ_1ср = 457

2. Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [s]_н1 и колеса [s]_н2.

а) Коэффициент долговечности K_HL

Наработка за весь срок службы для колеса: N₂ = 573 _* w_{3 *} t_S

w₃ = (p _* n₃) / 100 = (p _* 23, 75) / 100 = 0, 74

N₂ = 573 _* 0, 74 _* 6570 = 2, 8 _* 10⁶ циклов для шестерни

N₁ = 573 _* w_{2 *} t₅ = 2, 8 _* 10⁶ циклов для колеса

б) По табл. 3.1. определяем [s]_но : !!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!

для колеса [s]_но2 = 1, 8 _* НВ_ср + 67 = 1, 8 _* 285, 5 + 67 = 580, 5 МПа

для шестерни [s]_но1 = 14 _* НRCэ_1ср + 170 = 14 _* 47, 5 + 170 = 835 МПа

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для колеса [s]_н2 = K_HL2 – [s]_но2 = 580, 5 МПа

для шестерни [s]_н1 =835 МПа

Т. к. НВ_1ср – НВ_2ср = 457 – 285, 5 = 171, 5 > 70

и НВ = 285, 5 < 350 НВ, то передача рассчитывается по среднему допускаемому контактному напряжению:

[s]_н = 0, 45 _* ([s]_н1 + [s]_н2) = 637, 9 МПа

При этом условие [s]_н = 637, 9 < 1, 23 [s]_н2 = 714, 5 МПа соблюдается.

3. Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни [s]_F1 и колеса [s]_F2.

а) Коэффициент долговечности: N₁ = 2, 8 _* 10⁶ циклов

N₂ = 2, 8 _* 10⁶ циклов

Число циклов напряжений, соответствует пределу выносливости:

N_F0 = 2, 8 _* 10⁶ циклов для обоих колес

Т. к. N₁ > N_F01 и N₂ > N_F02, то K_FL1 = K_FL2 = 1

б) По табл. 3.1. [Ш. стр. 49] определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни [s]_F1 = K_{FL1 *} [s]_F01 = 1 _* 442 = 442 МПа в предположении, что m < 4, 5 мм

для колеса [s]_F2 = K_{FL2 *} [s]_F02 = 1 _* 1, 03 _* 295, 5 = 294 МПа

[s]_F1 = 442 МПа