2. Расчет зубчатых колес.

2.1 Выбор материала.

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа (2.1)

где: σ_{Н lim b} – предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

К_НL – коэффициент долговечности

где: N_HO – базовое число циклов напряжений;

N_НЕ – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К_HL = 1.

[S_H] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,1 1,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

(2.2)

= 0.45(481+428)=410 МПа.

2.2.Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

Определяем межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм (2.3)

где: К_а – для косозубых колес К_а = 43;

u₁ – передаточное отношение первой ступени;

Т₂ – крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К_Нβ по таблице 3.1 [1]. К_Нβ=1,25

[σ_H] – предельно допускаемое напряжение;

ψ_ba – коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψ_ba = 0,25 0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

а_w = 140 мм (см. с.36 [1]).

Определяем нормальный модуль:

m_n = (0,01 0,02)*а_{w (2.4)}

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*140 = 1,4 2,8 мм

Принимаем модуль m_n = 2 мм, по ГОСТ 9563-60

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

Определяем число зубьев шестерни

, (2.5)

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

β – угол наклона зуба, °;

u₁ – передаточное отношение первой ступени;

m_n – нормальный модуль, мм;

Определяем число зубьев колеса:

z₂ = z₁ * u₁ = 27*4=108

Уточняем значение угла наклона зубьев:

, (2.6)

где: z₁ – число зубьев шестерни;

z₂ – число зубьев колеса;

m_n – нормальный модуль, мм;

а_w – межосевое расстояние, мм;

β = 15°36

Определяем диаметры делительные.

Для шестерни: (2.7)

Для колеса: (2.8)

Проверка: (2.9)

Определяем диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a1 =d₁+2m_n =56 + 2*2 = 60 мм (2.10)

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n =224 + 2*2 =228 мм (2.11)

Определяем диаметры впадин зубьев.

Для шестерни: d_a1 =d₁-2,4m_n =56 – 2,4*2 = 51,2 мм (2.12)

Для колеса: d_a2 =d₂-2m_n = 224 – 2,4*2 =219,2 мм (2.13)

Определяем ширину зуба:

Для колеса: b₂ = ψ_ba * a_w = 0,4 * 140 = 56мм (2.14)

Для шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 56+5 = 61мм (2.15)