3. Расчет зубчатой цилиндрической передачи. Данные к расчету

Т₂=42,018 Н∙м

Т₃=237,206 Н∙м

n₂=1435 об/мин

n₃=100,490 об/мин

Схема зубчатой передачи:

Рисунок 3 – Зубчатая передача

В зоне контакта образуется контактное напряжение, а в основании зуба

возникают напряжения изгиба

3.1. Выбор материала:

Материал шестерни Сталь 40Х

Материал колеса Сталь 40

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

3.2.Определение допускаемых контактных напряжений для рас

чета выносливости контактирующих 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, учи

тывающий влияние смазки.

K_L = 1 (смазка в масляной ванне).

K_НL =1 (коэффициент долговечности шестерни и колеса).

,

3.3.Определение допускаемых напряжений для проверки прочно

сти поверхности зубьев при кратковременных перегрузках

Определение допускаемых напряжений при расчете выносливсти

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

3.4.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

3.5.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 =237,206 Н·м

K_H – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зу

ба.

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.

3.6.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 = 160 мм

3.7.Ориентировочное значение модуля определяется по формуле:

m_ор=(0,01÷0,02)a_W =(0,01÷0,02)·160=1,6÷3,2мм

По ГОСТ 9563 – 80 выбирается нормальный модуль из ряда:

1; 1,25; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10 … мм

m_п = 3 мм

3.8.Требуемое суммарное число зубьев

,

3.9.Требуемое число зубьев шестерни

Основные геометрические размеры зубчатой передачи

3.10Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса

3.11.Ширина зубчатого венца колеса