2. Расчёт зубчатых передач.

2.1 Схема передач, исходные данные, цель расчёта

Рисунок 2.1 Схема передачи

Исходные данные: Т₁ = 7,38 Н/м; Т₂₃ = 30,53 Н/м; Т₄₅ = 105,55 Н/м;

n₁ = 1430об/мин; n₂₃ = 322,1об/мин; n₄₅ = 89,48об/мин

i₁₂ = 4,44; i₃₄ = 3,6.

Цель расчёта:

1. Выбор материала зубчатых колёс

2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

3. Назначение степени точности зубчатых колёс

2.2 Критерии работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

- усталостной поломки зуба

- возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

_Н < [_Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

_F < [_F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Так как к приводу не предъявляется особых требования по массе и габаритам, принимаем материалы со средними техническими характеристиками. С целью обеспечения равной прочности шестерни и колеса и уменьшения задира, твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна быть немного выше твёрдости рабочих поверхностей колеса.

Таблица 2.1

Звено	Марка	ТО	Твёрдость		в,Мпа	т,Мпа
			Пов-ть	Сердцевина
Шестерня 1,3	Сталь40Х	Улучшение	269..302	269..302	497,45	750
Колесо 2,4	Сталь 45	Улучшение	235..262	235..262	441,82	540

2.4 Расчёт допускаемых напряжений

2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

Передача 1 – 2.

[]_H = 0.9  _{H lim} / S_H,

где S_H - коэффициент безопасности (S_H=1.1 т.к материал с однородной структурой);

_{H lim} - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

_{H lim =}_{H lim B}  K_HL,

где _{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

,

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

-эквивалентное число циклов перемены напряжений;

n - частота вращения рассчитываемого колеса;

с – число вхождения в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот;

t_ - суммарное время работы передачи

,тогда

Принимаем

_{H lim B} = 2Н_НВ +70

_{H lim B1} = 2285,5 + 70 = 641 МПа

_{H lim B 2} = 2248,5 + 70 = 567 МПа

[]_H1 = МПа []_H2 = МПа

Для косозубых цилиндрических передач расчетные допускаемые напряжения можно увеличить до:

,при условии что

, условие выполняется.

Передача 3 – 4.

_{H lim B 3}= 2285,5 + 70 = 641 МПа

_{H lim B 4}= 2248,5 + 70 = 567 МПа

Принимаем

[]_H3 = МПа

[]_H4 = МПа

Следовательно []_H34 = 495,13Мпа.