3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений.

1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначаем больше твердости колеса НВ₂. В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираются одинаковыми.

1. По таблице 3.1 (Шейнблит) определяем марку стали:

40Х; твердость  350 НВ; термообработка – улучшение.

2. По таблице 3.2 (Шейнблит) определяем механические характеристики стали 40Х.

для шестерни	для колеса
НВ1 = 300 в1 = 900 Н/мм2 (-1)1 = 410 Н/мм2	НВ2 = 270 в2 = 790 Н/мм2 (-1)2 = 375 Н/мм2

2. Определение допускаемых контактных напряжений []_н, Н/мм².

   1. Коэффициент долговечности К_HL:

,

где N_HO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (таблица 3.3 Шейнблит);

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

N_HO1 = 21,6∙10⁶; N_HO2 = 16,5∙10⁶

N = 60n∙t,

t = 8 ч/сут∙300 дней/год∙5 лет = 12000 ч – срок службы.

N₁ = 60∙1450 об/мин∙12000 ч = 1,04∙10⁹

N₂ = 60∙362,5 об/мин∙12000 ч = 2,6∙10⁸

Т.к. N_i > N_HОi, то принимаем K_HLi = 1.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжения N_HO1 и N_HO2.

По таблице 1.2 Расчет передач. (Методические указания к практическим занятиям по Прикладной механике).

[]_НО = 1,8НВ + 70

[]_НО1 = 2∙280 + 70 = 630 Н/мм²

[]_НО2 = 2∙250 + 70 = 570 Н/мм²

3. Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни []_Н1 и колеса []_Н2:

,

где n = 1,1 – коэффициент безопасности (при улучшении).

.

Расчет ведем по менее прочным зубьям: []_Н = []_Н2 = 518,2 Н/мм².

3. Определение допускаемых напряжений изгиба []_F, Н/мм².

   1. Коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

,

где N_FO = 4∙10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N > N_FO, то K_FL = 1.

2. Допускаемое напряжение изгиба []_FO, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов напряжений N_FO.

По таблице 1.2 Расчет передач

[]_FO = 1,8HB

[]_FO1 = 1,8∙280 = 504 МПа;

[]_FO2 = 1,8∙250 = 450 МПа.

3. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни []_F1 и колеса []_F2:

,

где K_FC = 1 – коэффициент реверсивности;

n = 1,75 – коэффициент безопасности для колес из поковок и штамповок.

4. Расчет закрытой передачи Проектный расчет

1. Определить основной параметр – межосевое расстояние а_w, мм:

,

где K_a = 49,5 – вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач);

u = 4 – передаточное число редуктора;

Т₂ = 101,8 Н∙м – вращающий момент на тихоходном валу;

_ba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния. Определяется по коэффициенту _bd ширины колеса относительно длины колеса.

Принимаем _bd = 1, тогда

;

[]_H = 518,2 МПа – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

K_H = 1 – коэффициент учета неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (для постоянной нагрузки).

Округляем полученное значение межосевого расстояния до стандартного значения из ряда нормальных линейных размеров (1-й ряд приложение 2.Методические указания к курсовому проектированию).

Таким образом, а_w = 100 мм.

2. Определим модуль зацепления m, мм:

,

где K_m = 6,8 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

d₂ – делительный диаметр колеса, мм:

;

b₂ – ширина венца колеса, мм:

b₂ = _ab∙a_w = 0,4∙100 мм = 40 мм;

[]_F = 257 МПа – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом.

Округлим полученное значение модуля зацепление до ближайшего большего значения из стандартного ряда (1-й ряд приложение 1 Методические указания к курсовому проектированию).

Таким образом, m = 1 мм.

3. Определим число зубьев шестерни.

.

Т.к. для прямозубых передач  = 0, то cos = 1, следовательно,

4. Определим число зубьев колеса.

z₂ = u∙z₁ = 4∙40 = 160

5. Определим делительный диаметр шестерни.

6. Определим основные геометрические параметры зубчатых колес.

Диаметр вершин зубьев	Шестерня	da1 = d1 + 2m = 40 мм + 2∙1 мм = 42 мм
	Колесо	da2 = d2 + 2m = 160 мм + 2∙1 мм = 162 мм
Диаметр впадин зубьев	Шестерня	df1 = d1 – 2,4m = 40 мм – 2,4∙1 мм = 37,6 мм
	Колесо	df2 = d2 – 2,4m = 160 мм – 2,4∙1 мм = 157,6 мм
Ширина венца	Шестерня	b1 = b2 + (2…4) мм = 40 мм + 4 мм = 44 мм
	Колесо	b2 = 40мм