Расчет закрытых цилиндрических и конических зубчатых передач

Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из важнейших условий совершенствования зубчатых передач является повышение контактной прочности активных (рабочих) поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой (червячной) передачи, а это повышает ее технический уровень.

Допускаемое напряжение из условий контактной прочности [σ]_Н (которая обычно ограничивает несущую способность стальных зубчатыхколес и червяков) пропорционально твердости Н активных поверхностей зубьев. В термически же необработанном состояниимеханические свойства всех сталей близки. Поэтому применениесталей без термообработки, обеспечивающей упрочнениезубчатых колес и червяков, недопустимо. При этом марки сталейвыбирают с учетом наибольших размеров пары: диаметра D_ПРЕД длявала-шестерни или червяка и толщины сечения S_ПРЕД  для колеса сприпуском на механическую обработку после термообработки (см.таблицу 7)

Способы упрочнения, применяемые при курсовом проектировании (см. таблицу 6).

1. Нормализация. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность [σ]_Н, но при этом зубья колес хорошо и быстро прирабатываются, и сохраняют точность, полученную при механической обработке.

2 Улучшение. Обеспечиваетсвойства, аналогичные полученным при нормализации, но нарезание зубьев труднее из-за большей их твердости.

3. Закалка токами высокой частоты (ТВЧ). Дает среднюю нагрузочную способность при достаточно простой технологии. Из-за повышенной твердости зубьев передачи плохо прирабатываются. Размеры зубчатых колес практически неограничены. Необходимо учитывать, что при модулях, меньших 3...5 мм, зуб прокаливается насквозь.

Сочетание шестерни, закаленной при нагреве ТВЧ, и улучшенного колеса дает большую нагрузочную способность, чем улучшенная пара с той же твердостью колеса. Такая пара хорошо прирабатывается; ее применение предпочтительно, если нельзя обеспечить высокую твердость зубьев колеса.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н<350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ_1СР – НВ_2СР = 20...50. Иногда для увеличения нагрузочной способности передачи, то есть увеличения допускаемых контактных напряжений, а отсюда уменьшения габаритов и металлоемкости передачи, достигают разности средних твердостей поверхности зубьев НВ_1СР - НВ_2СР >70. При этом твердость рабочих поверхностей зубьев колеса Н < 350 НВ_2СР, а зубьев шестерни Н >350 HB_1СР. Для шестерни в этом случае твердость измеряется по шкале Роквелла — Н>45 НRС. Соотношение твердостей в единицах НВ и HRC показано на рисунке 2.

 

Рисунок 2 – График соотношения твердостей в единицах НВ и НRС

 

Рекомендуемый выбор материала заготовки, термообработки и твердости зубчатой пары приводится в таблице 6, а механические характеристики сталей — в таблице 7.

Материал и его характеристики выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колес пары  и номинальной мощности двигателя Р_НОМ  в следующем порядке:

а) выбрать материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса ( таблица 6), но с разными твердостями, так как твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса ( таблица 7). При этом следует ориентироваться на дешевые марки сталей: типа 40, 45, 40Х — для шестерни и колеса закрытой передачи;

б) выбрать термообработку для зубьев шестерни и колеса по таблице 6;

в) выбрать интервал твердости зубьев шестерни НВ, (HRC) и колеса НВ по таблице 7;

г) определить среднюю твердость зубьев шестерни HB_1СР (HRC_1СР) и колеса HB_2СР. При этом надо соблюсти необходимую разность средних твердостей зубьев шестерни и колеса (см. таблицу 6);

д) из таблицы 7 определить механические характеристики сталей для шестерни и колеса σ_В, σ_Т, σ_-1

е) выбрать из таблицы  предельные значения размеров заготовки шестерни (D_ПРЕД -  диаметр) и колеса (S_ПРЕД  - толщина обода или диска).

 

Таблица 6 – Выбор материала, термообработки и твердости

Параметр		Для передач с прямыми и непрямыми зубьями при малой (Р 2кВт) и средней  (Р 7,5кВт мощности		Для передач с непрямыми зубьями при средней (Р 7,5 кВт) мощности
		Шестерня, червяк	Колесо	Шестерня, червяк	Колесо
Материал		Стали 35, 45, 35Л, 40Л		Стали 40Х, 40ХН, 35ХМ
		40, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45Л
Термообработка		Нормализация		Улучшение+ Закалка ТВЧ	Улучшение
		Улучшение
Твердость		Н 350НВ НВ1СР – НВ2СР =20…50		Н 45НRС	Н 350 НВ
				НВ1СР – НВ2СР  70
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NH 0 , NF 0 Н/мм2	[σ]H0	1,8НВСР+67		14НRССР+170	1,8НВСР+67
	[σ]F0	1,03НВСР		370 при m  3	1,03НВСР
				310 при m < 3

 

Таблица 7 – Механические характеристики некоторых марок сталей для изготовления зубчатых колес и других деталей

Марка стали	Заготовка шестерни DПРЕД, мм	Заготовка Колеса SПРЕД, мм	Термо-обра-ботка	Твердость заготовки (зубьев)		σ В	σ Т	σ -1
				Поверхности	Сердцевины	Н/мм2
35	Любые размеры		Н	163…192 НВ		550	270	235
40	120	60	У	192…228 НВ		700	400	300
45	Любые размеры		Н	179…207 НВ		600	320	260
45	125	80	У	235…262 НВ		780	540	335
45	80	50	У	269…302 НВ		890	650	380
40Х	200	125	У	235…262 НВ		790	640	375
40Х	125	80	У	269…302 НВ		900	750	410
40Х	125	80	У+ТВЧ	45…50 HRC	269…302 HB	900	750	410
40ХН	315	200	У	235…262 НВ		800	630	380
40ХН	200	125	У	269…302 НВ		920	750	420
40ХН	200	125	У+ТВЧ	48…53 HRC	269…302 HB	920	750	420
35ХМ	315	200	У	235…262 НВ		800	670	380
35ХМ	200	125	У	269…302 НВ		920	790	420
35ХМ	200	125	У+ТВЧ	48…53 HRC	269…302 HB	920	790	420
35Л	Любые размеры		Н	163…207 НВ		550	270	235
40Л	Любые размеры		Н	147 НВ		520	295	225
45Л	315	200	У	207…235 НВ		680	440	285
40ГЛ	315	200	У	235…262 НВ		850	600	365
Примечания: 1 В графе «Термообработка» приняты следующие обозначения: Н – нормализация, У – улучшение, ТВЧ – закалка токами высокой частоты

 

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений [ σ ]_Н, Н/мм²

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]_Н1, и колеса [σ]_Н2 в следующем

порядке.

1) Определить коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_{Н L 1} и колеса К_{Н L 2} по формулам:

 

где N_Н0 — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. таблицу 8); N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка), N = 573ωL_h. Здесь ω — угловая скорость соответствующего вала, с^-1; L _h — срок службы привода (ресурс), ч (см. задание).

Для нормализованных или улучшенных колес ; для колес с поверхностной закалкой . Если N>N₀  то принять К _HL =1.

 

Таблица 8 – Значение числа циклов N_{H 0}

Средняя твердость поверхности зубьев	НВСР	200	250	300	350	400	450	500	550	600
	HRCСР	-	25	32	38	43	47	52	56	60
NH 0, млн. циклов		10	16.5	25	36.4	50	68	87	114	143

 

2) По таблице 6 определить допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни и колеса [σ]_Н01 и [σ]_Н02, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_Н01 и N_Н02.

3) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н2 по формулам:

 

 

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ_1СР – НВ_2СР = 20…50 рассчитывают по меньшему значению [σ]_Н из полученных для шестерни и колеса, т.е. по наименее прочным зубьям.

Зубчатые передачи с непрямыми зубьями при разности средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса НВ_1СР – НВ_2СР >70 и твердости зубьев колеса Н 350 НВ_2СР рассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению:

 

 

При этом [σ]_Н не должно превышать 1,23[σ]_Н2 для цилиндрических косозубых колес и 1,15[σ]_Н2 для конических колес с непрямыми зубьями. В противном случае:

 

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба [ σ ] _F , Н/мм²

 

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно

для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба [σ]_F1 и [σ]_F2 которые определяются в следующем порядке:

1) Определить коэффициент долговечности зубьев шестерни К_FL1 и колеса К_FL2 из выражений:

 

 

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) – см. п. 4.2.

При твердости Н  350 НВ

 

 

 

При твердости Н >350 НВ

 

 

Если N > N_{F 0}, то принимают К _FL = 1.

2) Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F01 и  [σ]_F02 соответствующие пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_{F 0} определяем по таблице 6.

3) Допускаемые напряжения для зубьев шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2 определяем по формулам:

 

 

 

Для реверсивных передач [σ]_F уменьшают на 25%.

Расчет модуля зацепления для цилиндрических и конических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению [σ]_F из полученных для шестерни [σ]_F1 и колеса [σ]_F2 т. е. по менее прочным зубьям.

 

---

Дата добавления: 2019-11-16; просмотров: 541; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!