3.1 Выбор материалов.

Выбор материалов колёс производим по табл. 6.1, Киселёв.

Примем для шестерни Сталь 45 , НВ 230;

для колеса Сталь 45, НВ 200.

3.2 Определение допускаемых напряжений зубьев передачи.

[σ]=σ_fo*K_fl*K_fc *Y_s/S_f, где

σ_fo- предел выносливости зубьев при изгибе;

K_fl- коэффициент долговечности;

K_fc- коэффициент двустороннего приложения нагрузки;

S_f- коэффициент безопасности;

Y_s- коэффициент концентрации напряжений.

σ_fo= 1,8* НВ

σ_fo5= 1,8*230= 414 МПа

σ_fo6= 1,8*200= 360 МПа

базовое число циклов напряжений

N_fo= 4000000

Эквивалентное число цикло напряжений

N_fe= 60* T* n

Ресурс работы привода

T= L* D* C* t

L= 12 лет

D=300 дней

С= 1 смена

t= 8 часов

T= 12*300*1*8= 28800 ч

n₅= 96,8 об/мин частота вращения вала шестерни

n₆= 27,7 об/мин частота вращения вала колеса.

N_fe5= 2Е+08

N_fe6=5Е+07

1≤K_fl=(N_fо/ N_fe)^1/6≥2,08

K_fl5=(4*10⁶/(2*10⁸))^1/6

K_fl5= 0,5368

K_fl6=(4*10⁶/(5*10⁷))^1/6

K_fl6= 0,6614

Примем K_fl5=1

Примем K_fl6= 1 при n≥ 6,6 об/мин допускается принять K_fе= 1

Примем K_fс= 1 при одностороннем приложении

нагрузки(нереверсивном вращении вала), при двустороннем приложении

нагрузки K_fс= 0,7-0,8.

S_f= S_f^’ * S_f^”, где

S_f^’- коэффициент нестабильности свойств материала. При химико- термической обработке зубьев колеса такой, как цементация, и вероятностью неразрушения 0,99- S_f^’= 1,55;

С вероятностью › 0,99- S_f^’= 1,95.

При всех других видах термической и химико- термической обработки зубьев колеса S_f^’=1,75( при вероятности неразрушения 0,99)

и S_f^’= 2,2(при вероятности › 0,99).

Примем S_f^’= 1,75

S_f^’’- коэффициент способа получения заготовки;

Для поковок и штамповок S_f^’’= 1

Для проката S_f^’’= 1,15

Для литых заготовок S_f^’’= 1,3

Примем S_f^’’= 1,3

S_f= 2,275

Предварительно приме Y_s=1, т.к. модуль передачи пока не определён

[σ]_f5= 205,71 МПа

[σ]_f6= 181,98 МПа

3.3 Число зубьев передачи

Число зубьев шестерни Z₅

Примем Z₅= 20

Число зубьев колеса Z₆

Z₆=Z₅*u, где

u- передаточное число передачи.

Z₆=70

3.4 Расчёт на прочность по изгибу зуба

Определим коэффициенты формы зубьев колёс.

Проектируемая передача прямозубая, поэтому Zэкв=Z

По табл. 6.6, Киселёв:

Y_f5= 4,09 для Z₅=20

Y_f6=3,62 для Z₆= 70

Сравним отношения: [σ]_f5/Y_f5= 205,71/4,09= 50,30 МПа

[σ]_f6/Y_f6= 181,98/3,62= 50,27 МПа

Для колеса данное отношение меньше

[σ]_f6/Y_f6 ≤ [σ]_f5/Y_f5

Поэтому дальнейший расчёт производим по колесу Z₆

3.5 Модуль передачи.

m= Km(T₆*K_fβ*Y_f/(Z₆*Ψ_bd*[σ]_f))^1/3, где

Km= 1,4- для прямозубой передачи.

K_fβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

Ψ_bd- коэффициент ширины зубчатого венца

Ψ_bd=0,5* Ψ_bа*(u+1), где

Ψ_bа- стандартный коэффициент зубчатого венца ГОСТ 2185-66

Примем Ψ_bа= 0,315

Ψ_bd=0,5* 0,315*(3,5+1)= 0,709

Примем K_fβ= 1,17 по табл.6.5, Киселёв,

при несимметричной установке колеса относительно опор.

m= 1,4(2141,8*1,17*3,62/(70*0,709*181,98))^1/3=3,4

Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение m увеличивают в 1,5-2 раза и затем округляют до стандартной величины по ГОСТ 9563-60

Примем m=5,0

3.6 Геометрические размеры передачи, (мм)

Шестерня Колесо

Диаметр делительной окружности d=m*Z 100 350

Диаметр окружности вершин d_a=d+2*m 110 360

Диаметр окружности впадин d_f=d-2,5*m 87,5 337,5

Межосевое расстояние a= 0,5(Z₁+Z₂)*m 225

Высота зуба h=2,25*m 11,25

Высота головки зуба h=m 5

Высота ножки зуба h=1,25*m 6,25

Окружная толщина зубьев

(ширина впадин зубьев) S=e=m*π/2 7,85

Радиальный зазор с=0,25*m 1,25

Ширина венца b₆=a*Ψ_ba 70,88

b₅ =(2-5)+b₆ примем b₆=70 мм

ширину шестерни b₅ рекомендуют проектировать на 2-5 мм больше ширины колеса, т. к. возможна осевая «игра» передачи, неточность сборки.

Примем b₅=75мм