3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем сталь 40XH:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ269÷302,

колесо: термообработка – улучшение – НВ269÷302.

Средняя твердость зубьев:

НВ_ср = (269+302)/2 = 286

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573ωL_h = 573·39,18 ·10,0·10³ = 22,45·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·286+67 = 581,8 МПа.

[σ]_H = 0,45*[σ]_H1 = 0,45*581,8=261,81 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где K_FL – коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·286= 294,58 МПа.

[σ]_F1 = 1·294,58 = 294,58 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термоо-бработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	40XH	200	Улучш.	286	920	420	261,81	294,58
Колесо	40XH	125	Улучш.

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

4.1 Проектный расчет

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],

ψ_ba = 0,32 – коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(4,5+1)[428·10³·1,0/(261,81²·4,5²·0,32)]^1/3 = 233,59 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 а_w = 240 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),

где K_m = 5,8 – для косозубых колес,

d₂ – делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·240·4,5/(4,5 +1) = 393 мм,

b₂ – ширина колеса

b₂ = ψ_baa_w = 0,32·240 = 77 мм.

m > 2·5,8·184,1·10³/200·40·199 = 0,56 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

β_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/77) =5,16°

Суммарное число зубьев:

z_c = (2a_wcosβ)/m

z_c = 2·240cos5,16°/2,0 = 239

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 239/(4,5 +1) = 43,45

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c – z₁ = 239 –43,45 = 195,55;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ = 195,55/43,45 = 4,5,

Отклонение фактического значения от номинального

δ = (4,5 –4,5005)100/4,5 = 0,01% меньше допустимого 4%

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 2392/2240 = 0,9958   =8,4°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosβ = (43,45 +195,55)·2,0/2cos8,4° = 237 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosβ = 2,0·43,45/0,9958=87,27 мм,

d₂ = 2,0·195,55/0,9958 = 392,75 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 87,27 +2·2,0 = 91,27 мм

d_a2 = 392,75+2·2,0 = 396,75 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ – 2,5m = 87,27 – 2,5·2,0 = 82,27 мм

d_f2 = 392,75 – 2,5·2,0 = 387.75 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,32·240 = 77 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3÷5) = 77+(3÷5) = 81 мм

Таблица 4.1

Параметр		Колесо	Шестерня
Диаметр, мм	Делительный, D	392,75	87,27
	Вершин зубьев,Da	396,75	91,27
	Впадин зубьев, Df	387,75	82,27
Ширина венца, b, мм		77	81
Межосевое расстояние aw, мм		237
Модуль зацепления m, мм		2
Число зубьев, z		196	44
Вид зубьев		косозубая
Угол наклона зубьев, 		8,4