2. Выбор материала зубчатых колёс редуктора

Исходя из задания, принят материал зубчатых колес со следующими механическими характеристиками:

- для шестерни : сталь : 45

термическая обработка: улучшение

твердость, HB : 269

- для колеса : сталь : 45

термическая обработка: улучшение

твердость, HB : 229

2.1. Пределы контактной и изгибной выносливости зубьев

шестерни:

= 2 ∙ НВı + 70= 2 · 269+70= 608 МПа;

= 1,8 ∙ НВı=1,8·269 =484 МПа.

колеса:

= 2 ∙ НВ₂ + 70= 2 · 229+70= 528 МПа;

= 1,8 ∙ НВ₂=1,8·229 = 412МПа.

2.2.Определение коэффициента долговечности, при расчете на контактную выносливость.

Расчетное число циклов напряжений, при заданном сроке службы:

60 · 980 · 8 000 = 470,4 · 10⁶ циклов;

60 · 150 · 8 000 = 72 · 10⁶ циклов, где

8 000 часов – заданное число часов работы привода.

Z_HL= 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как, где= 20 · 10⁶ – базовое число циклов напряжений, при термической обработке –улучшение.

2.3. Допускаемые контактные напряжения:

для материалов шестерни:

· 1 = 553 МПа. .

для материалов колес:

· 1 = 480, где

S_{H min}= 1,1– минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала.

Для прямозубых колес в качестве расчетного допустимого контактное напряжение принято наименьшее из допускаемых напряжений:

[σн]=480 МПа.

2.4.Допускаемые изгибные напряжения:

для материала шестерни:

∙ 1 ∙ 1 = 277 МПа;

для материала колеса:

∙ 1 ∙ 1 = 236 МПа, где

S_Fmin= 1,75 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);

Y_N = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;

Y_α= 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки).

3. Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости

3.1.Определение внешнего делительного диаметра колеса по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

,

где K_d =1650 – вспомогательный коэффициент;

0,85 – коэффициент формы зуба;

= 1,06– коэффициент внутренней динамической нагрузки;

1,08 – коэффициента, учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес, зависящего оти схемы расположения колёс относительно опор.

– коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно диаметра:0,166 ∙= 1,06.

d_e2^*=1650 ∙ = 303,47 мм

По ГОСТ 12289–76 предварительно 315 мм.

Значение b = b₁ = b₂ = 45 мм – ширины венцов зубчатых колёс, определяется в зависимости от внешнего делительного диаметраи передаточного числаu, по ГОСТ 12289–76. С учетом углов делительных конусов принимаем300 мм.

3.2.Определение числа зубьев колеса (по эмпирической формуле).

, где

С = 18 – числовой коэффициент, зависящий от вида упрочнения зубьев.

Z₂^* =18 ∙ ∙ = 143,76;

Принято Z₂= 144.

3.3.Определение числа зубьев шестерни.

Z₁= == 22,86;

Принято 23.

3.4. Определение фактического передаточного числа.

;= 6,26

3.5. Отклонение от ранее принятого значения.

; ∙ 100% = 0,6 %

Отклонение от ранее принятого значения не должно превышать 0,6%.