2. Выбор материала зубчатой пары и определение допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований
в отношении габаритов передачи, выбираем
материал со средними механическими
характеристиками: для шестерни сталь
45, термическая обработка - улучшения,
твёрдость Н
230;
для колеса – сталь 45, термическая
обработка – улучшение, но твердость на
30 единиц ниже - Н
200.
Определяем допускаемые контактные напряжения, МПа:
[
]
0,45⋅([
]+
[
])
(2.1)
где [ ] и [ ] – допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, МПа, определяем по формуле:
[
]
(2.2)
где
– предел контактной выносливости,
МПа (стр. 9, /1/);
[ ] – коэффициент безопасности, принимаем [ ] 1,1 для колёс из улучшенной стали
(стр. 9, /1/);
–коэффициент
долговечности, принимаем при длительной
эксплуатации
1,0
(стр. 9, /1/).
Учитывая твёрдость материала, используемого для изготовления зубчатых колёс, по формуле 2.2 определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
[
]=
[
]=
По формуле 2.1 определяем допускаемые контактные напряжения:
[
]
0,45⋅(481,8+427,2)
Определяем допускаемые напряжения изгиба, МПа:
(2.3)
где
– предел выносливости при изгибе,
МПа (стр. 10, /1/);
[ ] – коэффициент безопасности, определяем по формуле:
[
]
(2.4)
где
– коэффициент учитывающий
нестабильность свойств материала
зубчатых колёс, принимаем
1,75
(стр. 10, /1/);
– коэффициент, учитывающий способ
получения заготовок, принимаем для
поковок и штамповок
1
(стр. 10, /1/).
[
]
Допускаемые напряжения изгиба определяем отдельно для шестерни и колеса:
[
]
[
]
3. Определение параметров передачи и геометрических размеров колес
Определяем межосевое расстояние закрытой передачи из условия контактной прочности, мм:
(
)
(3.1)
где Кa – коэффициент межосевого расстояния, для косозубых Ка 43 (стр. 11, /1/);
– передаточное число редуктора;
– вращающий момент на ведомом валу
редуктора, Н м;
– коэффициент неравномерности
распределения нагрузки по ширине венца,
(стр. 12, /1/);
– коэффициент ширины венца колеса,
принимаем для косозубой передачи
(стр. 11, /1/).
(4+1)
Округляем
до ближайшего значения, используя ряд
нормальных линейных размеров ГОСТ
2185-66 (стр. 13, /1/):
125 мм.
Определяем нормальный модуль зацепления, мм:
(3.2)
По
ГОСТ 9563-60 (стр. 13, /1/) принимаем
мм.
Предварительно принимаем угол наклона
зубьев
.
Определяем число зубьев шестерни:
(3.3)
где U – передаточное число редуктора;
Принимаем
24 .
Определяем число зубьев колеса:
(3.4)
где
U – передаточное число
редуктора;
.
Уточняем угол наклона зубьев:
(3.5)
Определяем делительный диаметр шестерни и колеса, мм:
d
(3.6)
где
–
уточнённый угол наклона зубьев, град.
Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:
(3.7)
Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса, мм:
(3.8)
Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса, мм
(3.9)
Определяем ширину венца колеса, мм
(3.10)
Определяем ширину венца шестерни, мм:
(3.11)
Принимаем
мм.