2.2 Выбор материалов зубчатых колес. Определение допускаемых

напряжений

Шестерня, зубья которой испытывают за одинаковое время работы большее число циклов нагружений, чем зубья колеса, находится в отношении выносливости в менее выгодных условиях. Поэтому необходимо, чтобы материал шестерни имел более высокие механические характеристики, чем материал колеса. В связи с этим для материала шестерни выбираем легированную конструкционную сталь.

Выбор материала для изготовления зубчатой передачи, их термической обработки и механические характеристики материалов представлены в таблице 1.

Таблица №1 – Материалы колес и их механические характеристики

Наименование	шестерня	колесо
Марка стали	Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термическая обработка	улучшение	Улучшение
Интервал твердости, НВ	269…302	235…262
Предел прочности, МПа	900	780
Предел текучести, МПа	750	540
Предел прочности, МПа	900	780
Допускаемое контактное напряжение: шестерни - , колеса - , МПа	583	515
Максимально допускаемое напряжение при перегрузках , МПа	2100	1512

Таким образом, выбраны материалы зубчатых колес и определены допускаемые напряжения для проектного и проверочного расчета зубчатых передач. Дальнейшую методику расчета зубчатой цилиндрической прямозубой передачи рассмотри в пункте 2.3

2.3 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов:

- номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи: T₃ = 787840 H.мм

- номинальная частота вращения ведущего вала передачи η₂=540 об/мин

- передаточное отношение цилиндрической передачи u =4

- коэффициент пиковой нагрузки

- допускаемые контактные напряжения при переменном режиме нагружения:

- допускаемые напряжения изгиба при переменном режиме нагружения шестерни и колеса: и

- допускаемые максимальные контактные напряжения:

- допускаемые максимальные напряжения изгиба:

- коэффициенты долговечности: и

Расчет межосевого расстояния передачи и ширины зубчатых колес

Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле:

(15)

где T₃ – вращающий момент на валу колеса

коэффициент ширины колеса, который при симметричном расположении относительно опор: .

Тогда предварительное межосевое расстояние примет значение:

(16)

Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем а= 180 мм

Предварительная ширина зубчатых колес и шестерни соответствует произведению:

(17)

(18)

Полученные расчетные значения округляем по единому ряду главных параметров редуктора:

При твердости зубьев НВ 350 нормальный модуль зацепления выбирают из стандартного ряда в рекомендованном интервале:

. (19)

Принимаем нормальный модуль зацепления прямозубой цилиндрической передачи .

Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению:

. (20)

Предварительное значение числа зубьев шестерни находят из отношения:

. (21)

Принимаем: .

Число зубьев колеса:

. (22)

Фактическое передаточное число соответствует:

. (23)

Отклонение фактического передаточного числа составляет:

. (24)

Условия прочности по контактным напряжениям при переменном режиме нагружения имеет вид

, (25)

где K_HV2 – коэффициент динамичности нагрузки при расчете по контактным напряжениям. Он зависит от окружной скорости вращения колес , рассчитываемой по зависимости

(26)

Этой скорости соответствует 8-я степень точности.

Тогда при скорости 1,63 м/с, 8-й степени точности и твердости зубьев выбираем .

Действительное контактное напряжение равно

(27)

т.е. условие поверхностной прочности зубьев при переменном режиме нагружения выполняется.

Разница между расчетными и допускаемыми напряжениями определяют по зависимости

- допускается (недогрузка). (28)

Расчетное максимальное напряжение при кратковременных перегрузках имеет вид

(29)

Поскольку расчетное максимальное напряжение меньше допускаемого, то условие статической контактной прочности при кратковременных перегрузках выполняется.

Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи проведен только по контактным напряжениям, так как большая статистика расчетов этих передач при средних режимах нагружения и длительном режиме эксплуатации показывает, что при обеспечении контактной прочности изгибная прочность выполняется.