3. Расчёты зубчатых колёс

3.1 Выбор материала зубчатых колёс.

Для шестерни выбираем сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ223 (диаметр заготовки до 40÷60мм, предел текучести при растяжении МПа), для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, НВ207 (диаметр заготовки до 60÷90мм, предел текучести при растяжении МПа).

Допускаемые контактные напряжения:

где σ_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

по табл.3.2 [3] для углеродистых сталей с твердостью поверхности зубьев меньше НВ350 (при термической обработке улучшение)

σ_Hlimb = 2НВ + 70,

[S_H] = 1,2 –при однородной структуре материала зуба.

K_HL – коэффициент долговечности:

,

N_HG =1,5·10⁷ – при HB=200÷250;

- эквивалентное число циклов.

тогда

, назначим

назначим

Допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

МПа

для колеса

МПа

Примем расчётное допускаемое контактное напряжение МПа

3.2 Определение межосевого расстояния зубчатой передачи

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

,

K_Hβ = 1,1 – при постоянной нагрузке.

Наибольший момент на ведомом колесе при нормальном процессе:

Нмм

Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца ψ_ba=b/a_w=0,25.

Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w= 140мм.

3.3 Определение модуля и некоторых параметров зубчатой передачи

Нормальный модуль зацепления принимаем:

.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2мм.

Суммарное число зубьев :z_Σ=2a_w/m=140.

Принимаем z₁ = z_Σ/(u+1)=140/(2,5+1)=40, тогда z₂ = z_Σ -z₁ =100.

Уточненное значение передаточного числа: u=z₂/z₁=2,5.

3.4 Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные:

диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m_n = 84мм

d_а2 = d₂ + 2m_n =204мм.

ширина колеса: =35 мм,

ширина шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 40мм.

Высота зуба:

h=2.25m=2.25*2=2.5мм.

3.5 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Расчёт проводится для предотвращения усталостного выкрашивания зубьев.

Расчётное контактное напряжение:

.

α_ω=20⁰- начальный угол зацепления.

.

Е₁=Е₂=2,15·10⁵МПа.

МПа,

μ=μ₁=μ₂=0,3.

.

.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ψ_bd = b₁ / d₁ = 0,5.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

V = π·n₁· d₁ /(30· 2) =4м/с.

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки: K_H=K_HβK_HαK_HV=1.01*1,075*1,05=1,14;

При симметричном расположении зубчатых колёс относительно опор, твёрдости НВ<350 и ψ_bd =0,5 K_Hβ=1.01 (табл. 3.5 [2]);

K_Hα=1,075 - при восьмой степени точности, v=4м/c (табл. 3.4 [2]);

K_HV=1,05 - при восьмой степени точности, v=4м/c (табл. 3.6 [2]).

При восьмой степени точности и v=4м/c z_v=1.

При восьмой степени точности, параметре шероховатости Rz=10÷25мкм имеем z_p=0.9, тогда:

.

Проверка контактных напряжений:

=363МПa

Недогрузка , что допустимо.