3. Силовой расчет механизма

3.1. Выбор материала и термообработки

Основным материалом для изготовления зубчатой пары примем сталь 45. Термообработка колеса – улучшение, твердость НВ 180…207. Термообработка шестерни – улучшение, твердость поверхности HB 207…250.

Общее время работы привода:

t_ = L_h  K_сут  К_год  365  24,

где L_h = 5 лет – срок службы, в годах;

К_сут. = 0,26 – коэффициент суточного использования;

К _год. = 0,7 – коэффициент годового использования.

t_ = 5  0,26  0,7  365  24 = 7971,6 ч.

Суммарное число циклов перемены напряжения:

для шестерни: млрд. циклов;

для колеса: млн. циклов.

Так как нагрузка постоянная, то эквивалентное число циклов перемены напряжения , т.е. млрд.циклов;

млн. циклов. Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжения больше базового. Поэтому коэффициент долговечности принимаем и .

Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны

для шестерни: 481,8 МПа;

для колеса: 418,2МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения при расчете принимаем допускаемое контактное напряжение колеса, так как оно меньше, т.е. МПа.

Допускаемое напряжение изгиба для углеродистой стали 45 с термообработкой улучшением коэффициент безопасности предел выносливости при изгибе зубьев шестерни МПа; при изгибе зубьев колеса МПа.

Так как нагрузка постоянная, млрд. циклов, млн. циклов. Как для шестерни, так и для колеса , т.е. эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициенты долговечности принимаем и .

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны

для шестерни: 236,5 МПа;

для колеса: 200,5 МПа.

3.2. Выбор угла наклона зубьев

Принимаем β=25°.

3.3. Выбор коэффициента ширины зубчатого венца

Для наших условий (твердость зубьев HB<350, постоянная нагрузка) принимаем .

3.4. Проектный расчет на контактную прочность

3.4.1. Определение предварительного значения среднего делительного диаметра шестерни

Выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца (считая, что опорами валов служат роликовые подшипники качения).

Средний делительный диаметр шестерни будет равен

==52,18 мм.

3.4.2. Определение ширины зубчатого венца

Ширина зубчатого венца . Примем 26 мм.

3.4.3. Определение внешнего окружного модуля

Внешний окружной модуль мм. Примем стандартное значение модуля мм.

3.4.4. Определение предварительных значений углов делительных конусов

Предварительное значение углов делительных конусов:

колеса 68°36`

шестерни 90° – 68°36`= 21°24`

3.4.5. Определение предварительного значения внешнего делительного диаметра шестерни

Предварительное значение внешнего делительного диаметра шестерни

52,18+26sin21°24`=60,85 мм.

3.4.6. Определение чисел зубьев

Число зубьев шестерни:

. Примем

колесо: 212,52=52,92. Примем

3.4.7. Определение основных геометрических параметров передачи

Внешнее конусное расстояние

85,51 мм.

Среднее конусное расстояние

85,51 – 0,526=72,51 мм

Углы делительных конусов:

шестерни 21°51`

колеса 90° –21°51`=68°09`

Внешние делительные диаметры:

шестерни 3·21=63 мм

колеса 159 мм

Средние делительные диаметры:

шестерни мм

колеса мм

Средний нормальный модуль

2,35 мм

Внешняя высота головки зуба

2,72 мм

Внешняя высота ножки зуба

1,2·3·0,91=3,28 мм

Внешняя высота зуба

2,72+3,28=6,00 мм

Внешний диаметр вершин зубьев:

шестерни 63+2·2,72·cos21°51`=126 мм

колеса 159+2·2,72· cos68°09`=161,59 мм

Угол головки зуба

Угол ножки зуба

Углы конусов вершин:

шестерни 21°51` + 1°56`=23°47`

колеса 68°09` + 2°19`=70°28`

Углы конусов впадин:

шестерни 21°51`–2°19`=19°32`

колеса 70°28` – 2°19`=68°09`