4 Расчет зубчатых передач
4.1 Расчет передачи
Рисунок 4.1-схема зубчатой передачи: 1-шестерня, 2- зубчатое колесо
Выбор материала и термической обработки
Марка стали шестерни и зубчатого колеса сталь 40ХН ТВЧ=1050
Твердость HRC=50
Предел выносливости по контактным напряжениям
δHlimb=17HRC+200 (4.1)
δHlimb=17‧50+200=1050 МПа.
Коэффициент запаса прочности
[SH]=1,2.
Допускаемые контактные напряжения
[δH]=
(4.2)
[δH]=1050‧1/1,2=875 МПа
Определяем межосевое расстояние
aw=Ka(U+1)
(4.3)
Ka=49
aw=49(4+1)
=122,5мм.
Принимаем стандартное межосевое расстояние аw=90 мм
Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
KHB=1.
Коэффициент ширины шестерни (венца)
ψBа=0,1
Номинальный модуль зацепления
mn=(0,01…0,02)aw=1,25 (4.4)
Примем стандартный модуль mn=1,75
Число зубьев шестерни
Z2=
(4.5)
где aw -стандартное межосевое расстояние
β- угол наклона зубьев
Z2
Принимаем Z1=40
Число зубьев зубчатого колеса
Z3=Z2U (4.6)
Z3=40‧4=160
Принимаем Z2=160
Основные размеры шестерни и колеса
d2=
(4.7)
d2=
мм
d3=
(4.8)
Диаметры вершин зубчатых колес
daᵞ=dᵞ+2mn (4.9)
daᵞ1=50+2,5=52,5 мм
daᵞ2=200+3,5=203,5 мм
Ширина шестерни
b2=b3+5, мм (4.10)
b2=12.5+5=17.5 мм
Ширина колеса
b3= ψBA*aw
b3=0.1*125=12.5 мм
Коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию
ψBA=0.1
Окружная скорость колес
Vᵞ=
(4.11)
V1=V2
Для прямозубых колес при V до 5 м/с следует назначить 8-ю степень точности
Проверка контактных напряжений
δН=
≤
[δH]
(4.12)
δН=
=711
МПа
711 ≤ 875
Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила
Ft=
(4.13)
Ft2=
=1580Н
Радиальная сила
Fr=Ft
(4.14)
Fr2=1580‧
=575
H
Допускаемое напряжение
[δF]
=
(4.15)
где δFlimb - предел выносливости при эквивалентном числе
[SF] –коэффициент безопасности
[SF] =1,75‧1=1,75
[δF] =700/1,75=400 МПа
Проверяем прочность зуба колеса
δF=
≤
[δF]
(4.16)
где Ft окружная сила
KFβ=1 KFv=1.1
YF –коэффициент, учитывающий форму зуба YF=3,7
KFa – неравномерности распределения нагрузки между зубьями
b – ширина колеса
δF=
=411 МПа