II. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений. 1. Выбираем для колеса и шестерни сравнительно недорогую сталь 40Х (поковка)

1. Выбираем для колеса и шестерни сравнительно недорогую сталь 40Х (поковка). По таблице 8.8 [4] назначаем для колеса термообработку- улучшение НВ 230...260, s_в= 950 МПа, s_т= 700 МПа; для зубьев шестерни азотирование 50...59 НRC при твердости сердцевины 26...30 HRC. При этом обеспечивается приработка колес, т.к.

Н₂= (230...260); Н₁= (50...59)*10 и Н₁> H₂.

2. Определяем допускаемые напряжения.

Допускаемые напряжения рассчитываются аналогично предыдущему примеру.

2.1. Допускаемые контактные напряжения для колеса равны

s_Н0= 2НВ+ 70 = 2*245+ 70= 560 МПа;

для шестерни

s_Н0 = 1050 МПа. (табл. 8.9 [4]).

Рис. П2.6. Конструкция редуктора.

Коэффициент безопасности (табл. 8.9[4])

для шестерни

s_H1 = 1,2;

для колеса

s_H2= 1,1.

Суммарное время работы t_å = 10*300*8= 24*10³ час.

Число циклов напряжений для колеса при с = 1, N_å= 60(n₁/i)t_å = = 60nt_å= 60*(160/3,34)*24*10³= 6,9*10⁷.

По графикам рис. 8.40,а [4] для 245 НВ (среднее значение) определяем базовой число циклов N_HO» 1,5*10⁷ для колеса; для шестерни, у которой твердость Н₁» 10(50+59)/2= 545 НВ из графика на рис.8.40,a определим N_HO» 10⁸.

По табл. 8.10 [4] определим коэффициент контактной усталости К_HE= 0,25.

По формуле N_HE= К_HE N_å для колеса определим эквивалентное число циклов

N_HE= К_HE N_å= 0,25*6,9*10⁷= 1,725*10⁷.

Оценим коэффициент долговечности

K_HL= (N_HO/N_HE)^1/6= (1,5*10⁷/1,725*10⁷)^1/6<1.

Примем K_HL= 1.

Допускаемые контактные напряжения определим по материалу колеса, как более слабому. По формуле (8.55)[4]

[s_H2]= (s_H01/s_н)K_HL= 560/1,1= 509 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни

[s_H1]= (s_H02/s_н)K_HL = 1050/1,2=875 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для ступени, у которой разница твердостей составляет

HB₁- HB₂= 550- 245=305> 70, по формуле (8.56)[4]

[s_H]= (875+ 509)/2= 692 МПа.

В соответствии с [4] оно не должно превышать величину, определяемую из выражения [s_H]= 1,25*[s_H2] = 636 МПа.

2.2. Допускаемые напряжения изгиба для колеса.

По табл. 8.9 [4] для колеса предел выносливости

s_F02= 1,8*HB₂= 1,8*245= 441МПа;

для шестерни

s_F01= 12*28+ 300= 636 МПа.

Определяем из таблицы 8.10[4] для колеса коэффициент K_FE= 0,14 при m=6 (выполнена шлифованная переходная поверхность зубьев).

Вычислим эквивалентное число циклов для колеса

N_FE= 0,14*N_å= 0,14*6,9*10⁷= 0,966*10⁷> N_F0= 4*10⁶.

При этом K_FL = (N_FO/N_FE)^1/6 <1 и принимаем K_FL= 1.

Также и для шестерни, т.к. для нее N_å = 23,05*10⁷. При неверсируемой передаче K_FC = 1.

По таблице 8.9 коэффициент безопасности s_F = 1,75. Для обоих колес

допускаемые напряжения изгиба по формуле (8.67)[4]

[s_F1]= (s_F01/s_f)K_FCK_FL= (636/1,75)*1*1= 363 МПа;

[s_F2]= (s_F02/s_f)K_FCK_FL= (441/1,75)*1*1= 252 МПа.

Допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке (табл. 8.9)

контактные:

для шестерни

[s_H1]_max= 30*HRC= 30*55= 1650 МПа;

для колеса

[s_H2]_max= 2,8s_т= 2,8*700=1960 МПа.

Предельные напряжения изгиба:

для колеса

[s_F2]_max= 2,74HB= 2,74*245= 671,3 МПа,

для шестерни

[s_F1]_max= 1000 МПа.

Date: 2015-11-13; view: 481; Нарушение авторских прав