3 Расчёт зубчатой передачи
3.1 Материалы колеса и шестерни. Для изготовления зубчатых колес выбирается распространённая сталь 45 с термообработкой – улучшение. По таблице 3.3 принимается для колеса твёрдость 235HB,для шестерни твёрдость 265 HB.[1]таблица 3.3
3.2 Рассчитываются допускаемые напряжения:
3.2.1 Для колеса
= 641 
1
1/1.1=583
H/mm2
(3.1)
3.2.2 Для шестерни
=1059
1
1
1/1.2=882H/mm2
(3.2)
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
(3.3)
2
3.2.3 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру.
(3.4)
3.2.4 Коэффициент нагрузки.
КH = КHβ× КHα× КHυ (3.5)
где КHβ – 1,022 (таб. 3.5[1])
КHα – 1,6 (таб. 3.4[1])
КHυ – 1.06 (таб. 3.6[1])
КH = 1,022× 1,6×1.06 = 1,65
3.3 Рассчитывается межосевое расстояние передачи
(3.6)
где аω – межосевое расстояние, мм;
Т1 – вращающий момент на валу колеса, Нм;
[σ]H – допускаемое контактное напряжение, Н/мм2;
ψba= 0,315 – коэффициент ширины венца колеса
КH=1,65 – коэффициент динамической нагрузки
Принимается стандартное значение аω=85 мм.
3.4 Ширина венца.
b2=ψa×aω (3.7)
b2=0,315×85=27 мм
b1=b2+3 мм
b1=27+3=30
3.5 Нормальный модуль зацепления:
mmin=
=
=1,03mm
(3.8)
mmax =2aw / [17(u+1)]=2x85/[17x4,83]=2,07
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn=1,5
3.6Число зубьев шестерни и колеса.
Z1=Z∑/(u+1)=111/4,83=23 (3.9)
Z2= Z∑-Z1=111-23=88
3.7Уточненное
значение угла наклона зубьев
β=arcos(0.5z∑m/aw) (3.10)
β =arcos(0.5x111x1,5/85=11,6°
3.8Основные размеры шестерни и колеса:
3.8.1 Диаметры делительные.
(3.11)
Проверка:
3.8.2 Диаметры вершин зубьев.
(3.12)
3.9 Проверка контактных напряжений
(3.13)
3.10 Рассчитываются силы в зацеплении
3.10.1 Окружная сила
(3.14)
3.10.2 Радиальная сила
(3.15)
где α=15° - угол зацепления.
3.10.3 Осевая сила
Fa = Ft×tg β (3.16)
Fa = 1898×tg 11,6΄=389 H
3.11 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
(3.17)
где
КFβ –
1,72
YFυ – 3.59
Yβ -0,91
Yε – 0,65
Эквивалентное число зубьев
(3.18)
Принимаем YF1 = 3,91 и YF2 = 3,59
4
Предварительный расчёт валов
4.1 Ведущий вал.
Рисунок 4.1 Конструкция ведущего вала.
4.1.1Выполняется расчёт выходного конца.
(4.1)
где Т1 – вращающий момент на ведущем валу;
[τкр] – допускаемое напряжение кручения для стали 45, [τкр]=25 МПа
d1вых=0,75×dэл; (4.2)
где dэл=28 мм – диаметр выходного конца электродвигателя.
d1вых=0,75×28=22 мм
Принимается d1вых=20 мм.
4.1.2 Рассчитывается диаметр под подшипник
d1п=d1вых+5 мм (4.3)
d1п=20+5=25 мм
Принимаем d1п=25 мм.
4.1.3Рассчитывается диаметр под шестерню
d1ш=d1п+5 мм=25+5=30 мм
4.1.4 На ведущий вал выбираются подшипники 306 средний серии.
d=30 мм; D=72 мм; В=19 мм; r=2 мм; С=28,1 кН; С0=14,6 кН. (4.4)
4.5 Ведомый вал
Рисунок 4.2 Конструкция ведомого вала.
4.5.1 Выполняется расчёт выходного конца ведомого вала.
(4.5)
Принимается окончательно d2вых=26 мм.
4.5.2 Рассчитывается диаметр под подшипники.
d2п=d2вых+5 (4.6)
d2п=26+5=33 мм
Принимаем окончательный d2п=30мм
4.5.3 Рассчитывается диаметр под колесо.
d2к=d2п+5 (4.7)
d2к=30+5=35 мм
4.5.4 На ведомый вал выбираются подшипники 307 средней серии.
d=35 мм; D=80 мм; В=21 мм; r=2,5 мм; С=33,2 кН; С0=18 кН.