3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи Данные к расчету

Т₂=163 Н∙м

Т₃=769,4 Н∙м

n₂=275,71 об/мин

n₃=55,14 об/мин

Схема зубчатой передачи

Рисунок 3 – Зубчатая передача

В зоне контакта образуется контактное напряжение, а в основании зуба возникают напряжения изгиба

Выбор материала

Материал шестерни Сталь 40Х

Материал колеса Сталь 40

Таблица 7 – Основные сведения о материалах.

Материал	Термообработка	Твердость, НВ	Предел прочности при растяжении в, МПа	Предел текучести т, МПа	Контактные напряжения		Напряжения изгиба
					Базовое число циклов, NHo	Коэф. безо-пасности, SH	Базовое число циклов, NFo	Коэф. безо-пасности, SF
Шестерня сталь 40Х	улучшение	235	950	650	1,5∙107	1,1	4∙106	1,75
Колесо сталь 40	нормализация	154	800	340	107	1,1	4∙106	1,75

Определение допускаемых контактных напряжений для расчета выносливости конструирующих поверхностей зубьев

– допускаемые контактные напряжения зуба шестерни

,

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев; S_н – коэффициент безопасности. S_н = 1,1 [3] c 183; K_L – коэффициент, учитывающий влияние смазки.

K_L = 1 (смазка в масляной ванне).

K_НL =1 (коэффициент долговечности шестерни и колеса).

Определение допускаемых напряжений для проверки прочности поверхности зубьев при кратковременных перегрузках

Определение допускаемых напряжений при расчете выносливости зубьев при изгибе

где – предел выносливости при изгибе

S_F – коэффициент запаса прочности при изгибе

K_FC – коэффициент, учитывающий приложение нагрузки

K_FC=1 при нереверсивном приложении нагрузки

K_FC=0,7÷0,8 при реверсивном приложении нагрузки

K_FL =1– коэффициент долговечности

Определение допускаемых напряжений изгиба для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках

Таблица 8 – Значения расчетных допускаемых напряжений

Деталь	Допускаемые контактные напряжения [σH], МПа	Допускаемые предельные контактные напряжения [σH]max, МПа	Допускаемые напряжения изгиба [σF], МПа		Допускаемые предельные напряжения изгиба [σF]max, МПа
	контактные напряжения			напряжения изгиба
Шестерня	499,5	1120	265		560
Колесо			218		320

Определение межосевого расстояния

Требуемое межосевое расстояние определяется из условия выносливости контактирующих поверхностей зубьев

,

где Ka – коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых поверхностей зубьев, механические свойства материала и т. д.

Ka = 430 МПа для прямозубой передачи [3] с 20

Т_K – момент, передаваемый колесом Т_K = Т₃ =769,4 Н·м

K_H – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба.

Выбирается по графикам в зависимости от _bd

_bd – коэффициент ширины колеса относительно диаметра межосевого расстояния

_ba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

_ba по ГОСТ: 0,1; 0,125; 0,116; 0,20; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25…

Таблица 9 – Зависимость коэффициента неравномерности от коэффициента ширины колеса

bd	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1	1,2
KH	1,02	1,025	1,03	1,04	1,045	1,05	1,07
KF	1,04	1,05	1,07	1,085	1,09	1,110	1,125

Принимаем _bd = 0,6; K_H = 1,02; K_F = 1,04.

Межосевое расстояние выбирается из ряда по ГОСТ 2185 – 66

[2] с 36: 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500 …(мм)

a_W = 250 мм