3. Выбор материалов зубчатых передач.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ.

3.1. Выбираем материал.

сталь 40Х по таб. 3.1.

термообработка – Улучшение

твердость заготовки – 235 … 262 НВ

предел прочности – σ_в = 790 Н/мм ²

предел текучести – σ_Т = 640 Н/мм ²

предел выносливости – σ_-1 = 375 Н/мм ²

твёрдость шестерни принимаем НВ₁ = 170

твёрдость колеса принимаем НВ₂ = 150

3.2. Определяем допускаемое контактное напряжение [σ]_н ,

[σ]_н01 = 1,8 НВ₁ +67 = 1,8170+ 67 = 373,00 Н/мм ²

[σ]_н1 = K_HL  [σ]_н01 = 1373,00 = 373,00 Н/мм ²

где K_HL = 1 – коэффициент долговечности для зубьев

[σ]_н02 = 1,8 НВ₂ +67 = 1,8150 + 67 = 337,00 Н/мм ²

[σ]_н2 = K_HL  [σ]_н02 = 1337,00 = 337,00 Н/мм ²

3.3. Определяем допускаемое напряжение изгиба [σ]_F , Н/мм ²

[σ]_F01 = 1,03 НВ₁ = 1,03170 = 175,00 Н/мм ²

[σ]_F1 = K_HL  [σ]_F01 = 1170,00 = 170,00 Н/мм ²

[σ]_F02 = 1,03 НВ₂ = 1,03150 = 154,50 Н/мм ²

[σ]_F2 = K_HL  [σ]_F02 = 1154,50= 154,50 Н/мм ²

Механические характеристики материалов цилиндрической передачи

Элемент передачи	Марка материала	Dпред	Термооб- работка	НВ	σв	σТ	σ-1	[σ]F	[σ]н
		Sпред			Н/мм 2
Шестерня	Сталь 40Х	200	Улучше-ние	170	790	640	375	175	373
Колесо		125		150				154,5	337

4. Расчёт закрытой передачи.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ

4.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние а_w ,мм:

а_w >K_а(u+1) K_Нβ =

= 49,5(5 + 1) 1 = 214,08 мм

где K_а= 49,5 – вспомогательный коэффициент

K_Нβ = 1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

= 0,3 – коэффициент ширины венца

полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего числа по табл. 13.15. и принимаем

а_w = 220 мм.

4.2. Определяем модуль зацепления т, мм:

т > мм.

где = 6,8 – вспомогательный коэффициент

- делительный диаметр колеса, мм

- ширина венца колеса, мм.

мм.

Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону

т = 1,5 мм.

4.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

4.4. Определяем число зубьев шестерни:

Округляем до целого числа и принимаем =49

4.5. Определяем число зубьев колеса:

= - =293-49 =244

4.6. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение ∆ u_ф от заданного и:

u_ф= ; ∆u = 100% < 3,36%

u_ф= 4,9 ; ∆u = 2 <3,36%

4.7. Определяем фактическое значение межосевого расстояния а_w , мм:

а_w = мм.

4.8. Определяем фактические основные геометрические размеры передачи, мм.

а) Основные размеры шестерни:

делительный диаметр

d₁ = тz₁ /cosβ = 1,549/1 =73,5 мм.

диаметр вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2т = 73,5 +21,5 = 76,5 мм.

диаметр впадин зубьев

d_f1 = d₁ – 2,4т = 73,5 – 2,41,5 = 69,9 мм.

ширина венца

b₁ = b₂ + (2…4) = 66 + (2…4) = 68…70 мм.

по таб. 13.15. в полученный интервал входит значение b₁ = 70 мм.

б) Основные размеры колеса:

делительный диаметр

d₂ = тz₂ /cosβ = 1,5244/1 = 366 мм.

диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂ + 2т = 366 +21,5 = 369 мм.

диаметр впадин зубьев

d_f2 = d₂ – 2,4т = 366 – 2,41,5 = 362,4 мм.

ширина венца

мм.

по таб. 13.15. в полученный интервал входит значение b₂ = 66 мм.

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ

4.9. Проверяем межосевое расстояние а_w , мм:

а_w = (d₁ + d₂ )/2 = (76,5+366)/2 = 220 мм.

4.10. Проверяем контактные напряжения , Н/мм ² :

,

где К = 436 – вспомогательный коэффициент

- окружная сила в зацеплении, Н;

= 2Т₂10 ³ /d₂ = 23191000/366 = 1743,16 Н.

=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи

м/с.

= 1,05 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени передачи (таб. 4.3.).

464,73 < 499

условие прочности выполняется т.к. недогрузка 3,5% не превышает допустимой 10%.

4.11. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм ²:

= ,

= ,

где =1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся колес.

=1,13 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени передачи (таб. 4.3.).

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса

Определяется в зависимости от числа зубьев z₁ и z₂ :

= 3,65 = 3,63

=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

= ,

условие прочности выполняется < , недогрузка 52%

= ,

Условие прочности выполняется < , недогрузка 56%

Параметры цилиндрической передачи

Проектный расчет
Параметр	Значение		Параметр			Значение
Угол наклона зубьев β	0		Межосевое расстояние аw			220
Модуль зацепления т	1,5		Диаметры делительной окружности: шестерни d1 колеса d2			73,5 366
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	70 66
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	49 244		Диаметр окружности вершин: шестерни dа1 колеса dа2			76,5 369
Вид зубьев	прямозубая		Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2			69,9 362,4
Проверочный расчет
параметр				Допуска-емые значения	Расчетные значения		Примечание
Контактные напряжения , Н/мм 2				499,00	325		3,5%
Напряжения изгиба, Н/мм 2				267,80	147,1		56%
				247,20	146,3		52%