Расчёт зубчатых колес редуктора.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка –
улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200. Разница твердости объясняется необходимостью равномерного износа зубьев зубчатых колес. [таблица 2.2. [2, с. 30]
Таблица 2.1.
Марка стали
|
Размер сечения, S мм
|
Механические свойства после термообработки
|
Твердость поверхности после закалки и низкого отпуска, HRC
|
Термообработка
|
Твердость сердцевины, НВ
|
Временное сопротивление разрыву σв, МПа
|
Предел текучести σт, Мпа
|
45
|
≤ 80
|
192-240
|
750
|
450
|
230
|
У (улучшение)
|
Определим допускаемое контактное напряжение
,(8)
где
σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, σHlimb=2HB+70, [1, с. 27, табл. 3.2];
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора KHL=1, [1, с. 28];
[n]н – коэффициент безопасности, [n]н =1,1; [1, с. 29].
Для шестерни
,(9)
482 Мпа.
Для колеса
,(10)
=428 Мпа.
Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле
,(11)
[σH]=0,45·([482 +428]) = 410 Мпа.
Требуемое условие выполнено.
Do'stlaringiz bilan baham: |