2. Расчёт зубчатой передачи.

2.1 Выбор материала и термической обработки.

Материал для изготовления зубчатых колёс подбираем по таблице 2.1 [1,стр. 10] Для повышения механических характеристик материал колёс подвергаем термической обработке.

Таблица 2.

Наименование	Марка стали	Dпред	Sпред	Твёрдость поверхности HBиHRC	т, МПа	Термообработка
Вал-шестерня	40Х	125	80	HRC45…50	750	Улучшение и закалка ТВЧ
Зубчатое колесо	40Х	200	125	HB235…262	640	Улучшение

2.2 Допускаемые напряжения.

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для шестерни [ σ]_Н2 и [σ]_F2и колеса [ σ]_H1 и [σ]_F1 по формулам :

[ σ]_H=K_HL[ σ]_H0;

[σ]_F=K_FL[σ]_F0

где

K_HL=– коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям ,

K_HL при Т.О. колеса – улучшение ,K_HL при Т.О. колёса – закалка

По графику на рис.2.1[1,стр. 11] выбираем

N_HO1=70•10⁶ Мпа

N_HO2=17•10⁶ Мпа

K_HL1=⁶√70∙10⁶/4∙10⁶=1,61

K_HL2=⁶√17∙10⁶/4∙10⁶=1,27

K_FL=– коэффициент долговечности при расчёте по изгибу ,K_FL при Т.О. колеса- улучшение,K_FL при Т.О. колеса- закалка.

[ σ]_H0 и [σ]_F0 – допускаемые напряжения, соответствующие числу циклов перемены напряженийN_H0 иN_F0 = 4•10⁶;

m- показатель степени в уравнении кривой усталости приm=6 для Т.О.- улучшение, приm=9 для Т.О.- закалка.

K_FL1=1,63

K_FL2=2,08

Значения [ σ]_H0 и [σ]_F0 МПа принимаем по таблице 2.2 [1,стр. 12] .N_H0- число циклов перемены напряжений принимаем по средней твёрдостиHBср иHRCср.

[ σ]_H01=14HRCср+170=14∙47,5+170=835 МПа

[σ]_F01=370 Мпа

[ σ]_H02=1,8HВср+67=1,8∙248,5+67=514,3 МПа

[σ]_F02=1,03HВср= 1,03∙248,5=255,955 Мпа

[ σ]_H1=1,61∙835=1344,35МПа

[ σ]_H2=1,27∙514,3=653,161 МПа

[σ]_F1=1,63∙370=603,1 МПа

[σ]_F2=2,08∙255,955=532,386 МПа

[ σ]_H= 0,45([ σ]_H1+[ σ]_H2)

При разных вариантах термообработки, а так же для прямозубых цилиндрических колес в расчётную формулу вместо [ σ]_H подставляют меньшее из [ σ]_H1 и [ σ]_H2.

2.3 Межосевое расстояние.

Подсчитываем по формуле ³√K_HBT₂/𝝍_au²[ σ]²_H,

где знак «+» для передач внешнего зацепления;

Ka=49,50- для прямозубых колёс;

K_Hβ – коэффициент концентрации нагрузки , принимают в зависимости от коэффициента𝝍_d , 𝝍_d=0,5 𝝍_a(u+1)

при симметричном расположении колёс относительно опор𝝍_а=0,4

𝝍_d=0,5 ∙0,4(4+1)=1

K_Hβ=1,04- коэффициент концентрации нагрузки

Т₂– вращающий момент на валу колеса, Н м;

Т₂=Т₁∙ u_з.п.

u_з.п=4 - передаточное число редуктора;

Т₁=9549∙Р/n- момент на валу шестерни

Т₁=9549∙7,5/730=98,106 Н∙м

Т₂=98,106∙4=392,42 Н∙м

49,50∙ (4+1) ∙ ³√1,04∙392,42∙10³/0,4∙4²∙ 653,161²=131,35 мм

Округляем до ближайшего большего стандартного значения=140 мм

2.4 Предварительные основные размеры колеса.

Делительный диаметр d₂= 2a𝟂∙u/(u+1)

d₂=2∙140∙4/(4+1)=224 мм

Ширина колеса b₂=𝝍_a∙

b₂=0,4 ∙ 140=56 мм

Ширину колеса округляем в ближайшую сторону до стандартного. [1, стр.290 табл. 18.1]

b₂=56 мм

2.5 Модуль передачи.

m2K_mT₂/d₂b₂[σ]_F

где коэффициент K_m=6,8-для прямозубых колёс

m2∙6,8∙392,42/0,224∙0,056∙532,386∙ 10⁶=0,00129 м

Округляя, принимаем m=1,5 мм из 1-го ряда.

2.6 Суммарное число зубьев.

Z_Σ=2∙cosβ_min/m,β=0 – колесо прямозубое

Z_Σ=2∙140∙cos0^◦/1,5=186,67

Округляем в меньшую сторону до целого Z_Σ= 186

2.7 Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

Z₁=Z_Σ/(u+1)

Z₁=186/(4+1)=37,2

Округляем в ближайшую сторону до целого Z₁=37

Число зубьев колеса.

Z₂=Z_Σ-Z₁

Z₂=186-37=149

2.8 Фактическое передаточное число.

u_ф=z₂/z₁

u_ф=149/37=4,027

∆u=|u_ф-u|∙100/u

∆u=|4,027-4|∙100/4=0,675%≤ 4%

2.9 Диаметры колёс

Делительный диаметр шестерни:

d₁=z₁m/cosβ

d₁=37∙1.5/1=55,5 мм

Делительный диаметр колеса :

d₂=2-d₁

d₂=2∙140-55,5=224,5 мм

Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни:

d_a1=d₁+2m

d_a1=55,5+2∙1,5=58,5 мм

d_f1=d₁-2,5m

d_f1=55,5-2,5∙1,5=51,75 мм

Диаметры окружностей вершин и впадин колеса для внешнего зацепления:

d_a2=d₂+2m

d_a2= 224,5+2∙1,5=227,5 мм

d_f2=d₂-2,5m

d_f2=224,5-2,5∙1,5=220,75 мм

Наименование	Передаточное число, u	Модуль, m, мм	Число зубьев, z	Делитd, мм	dа, мм	df, мм
шестерня	4	1,5	37	55,5	58,5	51,75
колесо			149	224,5	227,5	220,75