2.1. Параметри навантаження зубчастої передачі

Номінальний обертовий момент на ведучому валу приймаємо з таблиці 1.

Т₂=483,87 Нм

При короткочасному перевантаженні до 180 % максимальний обертовий момент на ведучому валу.

T_2max=1,8·T₂=1,8·483,87 =870,97 Нм

Кутова швидкість валів:

Сумарне число циклів навантаження зубців шестерні та колеса за строк служби передачі.

де h - строк служби електродвигуна.

Еквівалентні числа циклів навантаження зубців шестірні та колеса для розра­хунку на контактну втому N_HE і для розрахунків на втому при згині N_FE із коефіцієнтами інтенсивності K_HE = 0,18 і K_FE = 0,07. Режим навантаження СР.

2.2. Матеріали зубчастих коліс

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь 40Х із термообробкою — поліпшення. За даними довідників вибираємо:

- для шестірні твердість поверхні зубців Н₁ = 269..302 НВ (найбільш імовірна твер­дість Н₁ = 285,5 НВ), σ_в1 = 900 МПа, σ_т1 = 750 МПа при діаметрі заготовки до 125 мм;

- для колеса твердість поверхні зубців Н₂ = 235...262 НВ (найбільш імовірна твер­дість Н₂ = 248,5 НВ), σ_в2 = 790 МПа, σ_т2= 640 МПа при діаметрі заготовки до 280 мм.

2.3. Допустимі напруження для розрахунку зубчастої передачі

а) Допустимі контактні напруження. Границі контактної витривалості зубців шестірні та колеса будуть такими:

σ_{H lim b1}=2Н₁+70=2·285,5+70=641 МПа;

σ_{H lim b2}=2Н₂+70=2248,5+70=567 МПа

Базу випробувань для матеріалу шестірні та колеса визначаємо за формулою:

N_H01=30·Н₁=30·285,5^2,4=2,35·10⁷

N_H02=30·Н₂=30·248,5^2,4=1,68·10⁷

Якщо N_H01 < N_HE1 i N_H02 < N_HE2, то коефіцієнт довговічності для зубців шес­тірні та колеса K_HL = 1.

Допустимі контактні напруження для зубців шестірні та колеса при коефіцієнті Z_R= 1 (шорсткість поверхонь зубців R_a — 1,25...0,63) та коефіцієнті запасу s_H = 1,1 знаходимо за формулами:

[σ]_H1 = σ_{H lim b1}Z_RK_HL/s_H = 641·1·1/1,1 = 582,73 МПа;

[σ]_H2 = σ_{H lim b2}Z_RK_HL/s_H = 567·1·1/1,1 = 515,5 МПа

Для зубців косозубої передачі розрахункове допустиме контактне напруження

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 + [σ]_H2) = 0,45 (582,73 + 515,5) = 493 МПа

Допустиме гранична контактне напруження

[σ]_{H max}=2,8 σ_т2 = 2,8 · 640 = 1792 МПа

б) Допустимі напруження на згин. Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань N_F0=4·10⁶

σ_{F lim b1} =1,8Н₁ = 1,8·285,5 = 513,9 МПа;

σ_{F lim b2} =1,8Н₂ = 1,8·248,5 = 447,3 МПа.

Оскільки N_F0 < N_FE1 і N_F0 < N_FE2 коефіцієнт довговічності для зубців шестірні та колеса K_FL=1.

Допустиме напруження на згин для зубців шестірні та колеса при коефіцієнті

K_Fc=1 (нереверсивна передача) i коефіцієнті запасу s =2,2 визначаємо за фор­мулами:

[σ]_F1 = σ_{F lim b1}K_FcK_FL/s_F = 513,9·1·1/2,2 = 233,59 МПа;

[σ]_F2 = σ_{F lim b2}K_FcK_FL/s_F = 447,3·1·1/2,2 = 203,32 МПа

Для зубців шестерні та колеса граничне допустиме напруження на згин

[σ]_{F1 max} = 4,8 Н₁/s_F = 4,8·285,5/2,2 = 622,91 МПа;

[σ]_{F2 max} = 4,8 Н₂/s_F = 4,8·248,5/2,2 = 542,18 МПа

2.4. Проектний розрахунок передачі

Для проектного розрахунку попередньо беремо коефіцієнт ширини вінця =0,40 і відповідно =0,5 (U+1)=0,50,40(2,5+1)=0,7

Залежно від (симетричне розміщення зубчастих коліс відносно опор валів та твердості H<350 НВ) визначаємо коефіцієнт нерівно­мірності навантаження по ширині зубчастих вінців, К_Hβ=1,04.

Допоміжний коефіцієнт Ка = 430 МПа^1/3 для сталевих косозубих коліс.

За формулою мінімальна міжосьова відстань передачі

Вибираємо фактичну міжосьову відстань згідно стандартного ряду α_ω=315мм. Кут нахилу лінії зубців попередньо беремо β = 15°.

Модуль зачеплення визначається за формулою

Стандартне значення модуля вибирається з ряду значень (ГОСТ 9563-60):

2.5. Число зубців шестерні та колеса

Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса.

- для косозубих (шевронних) коліс

Кількість зубів шестерні

колеса:

Z₂ = Z_ - Z₁=152-44=108

Уточнюємо u₂₃

Розбіжність з прийнятим не перевищує 5%.

2.6. Розрахунок параметрів зубчастої передачі

Розміри, мм:

Колеса

приймаємо b₂=b_=126 мм;

Шестерні

приймаємо b₁ =135 мм.

Коефіцієнти перекриття

Колова швидкість в зачепленні:

приймаємо степінь точності К=8.

2.7. Розрахунок сил у зачепленні зубців передачі

F_t = 210³ T_H2/d₁=210³ ·483,87/176=5499 H

F_r = F_ttg_n/cos=5499tg20/cos 15º=2072 H

F_a = F_ttg=5499tg15=1473 H

де _n = 20 - кут зачеплення в нормального перерізу.

2.8. Розрахунок активних поверхонь зубців на опір контактної втоми

Для розрахунку попередньо визначимо такі коефіцієнти:

Z_M = 275 МПа^1/2 - коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів, зубчастих коліс;

Z_H = 1,77cosβ = 1,71 - коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній при

К_Нα= 1,05 — коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями

К_Hβ = 1,04

K_Hv = 1,01 — коефіцієнт динамічного навантаження.