Механические характеристики некоторых марок сталей для изготовления зубчатых колес

Марка стали	Вид заготовки	Заготовка шестерни D_пред, мм	Заготовка колеса S_пред, мм	Термообработка	Твердость заготовки (зубьев)	σ_В	σ_Т	σ_-1
поверхности	сердцевины	МПа
	Поковка	Любые размеры	Н	163…192 НВ
	«			У	192…228 НВ
	«	Любые размеры	Н	179…207 НВ
	«			У	235…262 НВ
	«			У	269…302 НВ
40Х	«			У	235…262 НВ
40Х	«			У	269…302 НВ
40Х	«			У+ТВЧ	45…40 НRС	269…302 НВ
40ХН	«			У	235..262 НВ
40ХН	«			У	269…302 НВ
40ХН	«			У+ТВЧ	48…53 НRС	269…302 НВ
35ХМ	«			У	235…262 НВ
35ХМ	«			У	269…302 НВ
35ХМ	«			У+ТВЧ	48…53 НRС	269…302 НВ
35Л	Литье	Любые размеры	Н	163…207 НВ
40Л	«	Любые размеры	Н	147 НВ
45Л	«			У	207…235 НВ
40ГЛ	«			У	235…262 НВ
Примечание: В графе «Термообработка» приняты следующие обозначения: Н — нормализация, У — улучшение, ТВЧ — закалка токами высокой частоты.

Таблица 4.1.3

Значение числа циклов N_HO

Средняя твердость поверхностей зубьев НВ_ср

HRC_ср —

N_HO, млн циклов 16,5 36,4

б) по таблице 4.1.1 определить допускаемое контактное напряжение [ σ ]_НО1 и [ σ ]_НО2, соответствующее контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO₁ и N_HO₂;

в) определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни [ σ ]_Н1 и колеса [ σ ]_Н2:

[ σ ]_Н1= К_HL1 [ σ ]_НО1; [ σ ]_Н2 = К_HL2 [ σ ]_НО2.

Цилиндрические и конические зубчатые передачи с прямыми и непрямыми зубьями при НВ _1ср — НВ_2ср =20...50 рассчитывают по меньшему значению [ σ ]_Низ полученных для шестерни [ σ ]_Н1и колеса [ σ ]_Н2, т. е. по менее 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≤350НВ_2сррассчитывают по среднему допускаемому контактному напряжению:

[ σ ]_Н = 0,45 ([ σ ]_Н1 + [ σ ]_Н2).

4.1.3. Допускаемые напряжения изгиба.

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:

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_FL1 и колеса К_FL2:

,

где N_FO = 4·10⁶ — число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) — см. п. 4.1.2, а. При твердости Н ≤ 350НВ 1 ≤ К_FL ≤ 2,08; при твердости Н > 350НВ 1 ≤ К_FL ≤ 1,63. Если N > N_FO, то принимают K_FL = 1;

б) допускаемое напряжение изгиба [ σ ]_FО1 и [ σ ]_FО2, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_FO выбирается по таблице 4.1.1;

в) допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [ σ ]_F1 и колеса [ σ ]_F2:

[ σ ]_F₁= К_FL₁ [ σ ]_FО₁; [ σ ]_F₂ = К_FL₂ [ σ ]_FО₂.

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

Расчет модуля зацепления для цилиндрических 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.

4.1.4. Полученные результаты представить в табличной форме (табл. 4.1.4).

Таблица 4.1.4