2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

[σ_н]= σ_HlimbK_HL/ [S_H];

- для шестерни σ_Hlimb1=530 Н/мм²;

- для колеса σ_Hlimb2=470 Н/мм²;

Т.к. термообработка – улучшение то принимаем коэффициент безопастности , тогда:

- для шестерни [σ_н1]=481,818 Н/мм²;

- для колеса [σ_н2]=427,273 Н/мм²;

Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение:

[σ_н]= 0,45([σ_н1]+[σ_н2])=409,09 Н/мм²;

Т.к. [σ_н]≤1,23[σ_н2], то принимаем [σ_н]=409,09 Н/мм²;

2.3 Проектный расчёт

1. Межосевое расстояние зубчатого зацепления определяю по формуле:

,

где – расчётный коэффициент, К_a = 43;

u - передаточное отношение зубчатой передачи, u=4;

Ψ_ва – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию. По табличным данным принимаем значение из рекомендуемого интервала: Ψ_ва=0,4;

К_нβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

Принимаем К_нβ = 1,25;

T₂- крутящий момент на колесе рассматриваемой передачи;

а_w=229,719 мм;

Значение а_w принимаем по ГОСТ 9563-60* а_w = 250 мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=(0,01÷0,02) а_w = (2,5÷5) мм;

Значение m_n принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n=4.

Предварительно принимаем значение угла наклона зубьев β=10⁰, следовательно:

Z₁=2a_wcos10⁰/(U+1)m_n =24,62;

Принимаем Z₁=24, тогда Z₂=Z₁U=96.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

cos β=(Z₁+Z₂)m_n/ 2a_w=0,96 следовательно β=16⁰26’.

2.4 Определим основные геометрические параметры передачи

1. Диаметры делительные:

d₁=m_nZ₁/ cos β=100мм;

d₂=m_nZ₂/ cos β=400мм.

2. Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n=108мм;

d_a2=d₂+2m_n=408мм.

3. Диаметры впадин зубьев:

d_f1=d₁-2,4m_n=90,4мм;

d_f2=d₂-2,4m_n=390,4мм.

4. Ширина:

- колеса: b₂= Ψ_ваa_w=100мм;

- шестерни: b₁=b₂+5мм=105мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψ_вd=b₁/d₁=0,95;

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

ν= ώ₁d₁/2=3,85 м/с, принимаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

K_H= K_HβK_HαK_Hν;

K_Hβ=1,1 ; K_Hα=1,13 ; K_Hν=1,01;

K_H=1,26.

2.5 Проверка контактных напряжений

σ_н=270/a_w =347,4 МПа < [σ_н];

Силы, действующие в зацеплении :

Окружная: F_t = =8869H;

Радиальная: F_r = F_t =3280H;

Осевая: F_a= =1596H;

2.6 Проверяем зубья на выносливость по напряжению изгиба

.

Здесь коэффициент нагрузки K_F= при Ψ_вd=0,95;

Таким образом: K_F=1,6;

;

;

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба: Y_F1=3,9; Y_F2=3,6;

Допускаемое напряжение по формуле:

.

Для стали 45 улучшенной твердости =1,8 HB.

- для шестерни ;

- колеса .

[S_F]= [S_F]^’ [S_F]^’’ – коэффициент безопасности;

[S_F]^’ = 1,75; [S_F]^’’=1 (для поковок и штамповок);

Значит [S_F]=1,75.

Допускаемые напряжения:

- для шестерни: ;

- для колеса: .

Находим отношения :

- для шестерни: ;

- для колеса: .

2.7 Расчет зубьев колеса, для которого отношения меньше

Определяем коэффициенты и

;

;

Проверяем прочность зуба колеса:

.

Условие прочности выполнено.