2.1.Выбор материала, назначение термообработки и твердости рабочей поверхности зубьев колес.

Выбираем материалы для шестерни и колеса сталь 45.

Определяем среднюю твердость колес.

НВ _ср =0.5 (НВ_min + НВ_max )

НВ _ср =0.5 (235 + 262 )=248

Базовые числа циклов нагружений

N_HO=( НВ _ср)³

N_HO=248³=15252992

При расчете на изгиб N_FO=4 · 10⁶

Действительные числа циклов перемены напряжений : для колеса

N₂=60n₂ L_h

Определяем рабочее число циклов перемены напряжений для

колеса за вес срок службы(при сроке службы 8 лет ,к_сут =0.5 , к _год =0.55 )

L_h =8·365·24·0.5·0.65=22776 ч

для шестерни

N₁= N₂u

где n₂-частота вращения колеса

L_h-время работы передачи

u- передаточное число ступеней

N₂=60 ·350 ·22776=478296000ч

N₁=478296000·2=956592000ч

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

К_HL=1 т.к. N > N_HO

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб

Где m- показатель степени в уравнении прямой усталости m=6 при Т.О. улучшении

0.4≤2.08

0.45≤2.08

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба

[σ]_н=К_HL[σ]_но, МПа [σ]_F=К_FL[σ]_FO, МПа

[σ]_но=1.2 НВ_ср+67

[σ]_но=1.2· 248+67=365 Н/мм²

[σ]_Fо=1.03 НВ_ср

[σ]_Fо=1.03 ·248=255 Н/мм²

[σ]_н1=1·365=365 Н/мм²

[σ]_F1=0.45·255=114Н/мм²

[σ]_н2=1·365=365 Н/мм²

[σ]_F2=0.4·255=102Н/мм²

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Рассчитываем межосевое расстояние для первой ступени по формуле:

a_w1 ≥ К_a ( u ± 1) ³√ (Т₂ К_Hβ)/ ([ σ]_н² u² Ψ_a), мм

где К_a = 49.5 –коэффициент межосевого расстояния

Ψ_a - коэффициент ширины зуба, Ψ_a = 0,35

К_Hβ – коэффициент концентрации нагрузки , К_Hβ=1

a_w1 ≥ 49.5 ( 2+1) ³√ (27560)/ (365²·2² ·0.35)

a_w1 ≥89мм

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего по ГОСТу

a_w1=100мм

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

d2 =2 a_w u/ ( u ± 1) , мм

d2 =2· 100 ·2/ (2± 1) =133 мм

ширина b2 = Ψ_а • аw, мм

b2 =0.315·100=31.5мм=32мм

Модуль передачи

Предварительный модуль передачи

m¹≥2К_m Т₂ / d2 b2[σ]_F

m¹≥2·6.8· 41360/ 133· 32·102

m¹≥1.3. мм

m¹= 2мм

Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев

β_min=arksin 4 m/b₂

β_min=arksin8/32=14.5

Суммарное число зубьев Z_∑ =2 a_wcos β_min/m

Z_∑ = 2 ·100cos 14.5/2=97

Определяем действительное значение угла β β=ark cos( Z_∑ m/2 a_w)

β=ark cos( 97· 2/2· 100)=14

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни Z₁= Z_∑/ (u ± 1)≥17 cos³ β

Z₁= 97/ (2± 1)≥17 cos³ 14

Z₁=32≥16

Число зубьев колеса Z₂= Z_∑- Z₁

Z₂= 97-32=65

Фактическое передаточное число

u_ф= Z₂ /Z₁ u_ф= 65/32=2.03

Размеры колес

Делительные диаметры: шестерни d1 = Z₁· m/ cosβ

колеса d2 =2 a_w - d1

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

шестерни d_а1 = d1 + 2• m

d_f1 = d1 – 2.5• m

колеса d_а2 = d2 + 2• m

d_f2 = d2 – 2.5• m

Ширину шестерни определяют по соотношению b1 / b2 , при b2 =32мм

b1 / b2 =1.05,

d1 =32· 2/ cos14=66мм

d2 =2·100 -66=134мм

d_а1 =66+ 2• 2=70мм

d_f1 =66– 2.5• 2=61мм

d_а2 =134 + 2•2=138мм

d_f2 = 134 – 2.5• 2=129мм

b1 =32 ·1.05=100.7=34мм

Пригодность заготовок колес

Чтобы получить при Т.О. принятые для расчета механические характеристики материала, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.

Для шестерни D_заг =d_a +6 мм

Для колеса С _заг =0.5 b₂ S_заг =8·m

Условия пригодности заготовок

D_заг≤ D_пред С _заг(S_заг)≤ S_пред

D_заг =70+6=76мм

С _заг =0.5· 32=16мм

S_заг =8·2=16мм

76≤125

16≤80