Выбор материала зубчатых колёс редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, приняты материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[8]):

- для шестерни : сталь : 45

термическая обработка: нормализация

твердость, HB : 220

- для колеса : сталь : 45

термическая обработка: нормализация

твердость, HB : 190

2.1. Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев

шестерни:

1,8∙НВı+65=1,8 · 220 + 65 = 461 МПа;

1,35∙НВı+100=1,35·220+100=397 МПа.

колеса:

1,8∙НВz+65 = 1,8 · 190 + 65 = 407 МПа;

1,35∙НВz+100=1,35∙190+100=357 МПа.

2.2.Определение коэффициента долговечности, при расчете на контактную выносливость.

Расчетное число циклов напряжений, при заданном сроке службы:

60 · 2940 · 9000 = 1 588 · циклов;

60· 630 · 9000 = 340 · циклов, где

9000 часов – заданное число часов работы привода.

Z_HL = 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как , где = 1010⁶ – базовое число циклов напряжений при термической обработке – нормализация.

2.3. Допускаемые контактные напряжения:

для материалов шестерни:

· 1 = 419 МПа. .

для материалов колес:

· 1 = 370, где

S_{H min} = 1,1– минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала.

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение определяется по формуле: [σн]=0,45(σнрı+σнрz),

[σн]= 0,45·(419 + 370)= 355 МПа.

2.4.Допускаемые изгибные напряжения:

для материала шестерни:

∙ 1 ∙ 1 = 227МПа;

для материала колеса:

∙ 1 ∙ 1 = 204 МПа, где

S_Fmin = 1,75 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);

Y_N = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;

Y_α = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки).

В качестве расчетного допустимого изгибного напряжение принято наименьшее из допускаемых напряжений: 204 МПа.

Расчет межосевого расстояния редуктора по критерию контактной выносливости

3.1. Определение предварительного межосевого расстояние зубчатых колёс:

, где

К_а = 43 Па^{1/ 3} – числовой коэффициент (для косозубых колес);

ψ_ba =0,315 – коэффициенты ширины зубчатых колес;

k_Нβ =1,26 – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии (зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев, расположения опор и коэффициента ψ_bд).

43 ∙ (4,50 + 1) = 224 мм.

Полученное значение межосевого расстояния зубчатых колёс округлено до ближайшего значения по ГОСТ 12289–76 [табл. 4.10 [8]], 224 мм.

3.2. Определение ширины венца зубчатого колеса.

0,315 · 224 = 71 мм. Принято 71 мм.

Для шестерни:

75 мм.

Полученное значение согласованно с ГОСТ 6636-69 Ряд Ra40

3.3.Определение модуля зуба.

2,24  6,94 мм.

Принято 5,0 мм ГОСТ 9563-60 (по табл. [4.11.[8]).

3.4. Определение количества зубьев.

Определение суммарного числа зубьев:

Z_Σ = ,

где β – предварительный угол наклона зубьев, β= 0,9781 для косозубых колес;

Z_Σ = = 87,64.

Принято 88.

Определение числа зубьев шестерни:

Z₁ = = = 15,47

Принято Z₁= 16.

Определение числа зубьев колеса:

Z₂ = Z_Σ - Z₁ = 88 – 16 = 72;

Принято Z₂= 72.

Определение действующего значения угла наклона зубьев β:

cosβ = = = 0,9821 ;

10,84 º = 10 º 51 ´.

Угол наклона зубьев для косозубых зубьев находиться в пределах от 8° до 18°.