2. Выбор материала для изготовления зубчатых колес.

Определение допускаемых напряжений

Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес. В мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н≤350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая обрабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂. Разность средних твердостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твердости материала Н≤350 НВ в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет НВ_1ср - НВ_2ср=20…50.

Материал и его характеристики для изготовления зубчатых колес выбираются в зависимости от расположения зубьев на ободе колеса пары (прямые или непрямые) и номинальной мощности электродвигателя.

2.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

а) Колесо:

Выбираем материал для зубчатой пары колес: материал - сталь 40;

Термообработка - улучшение;

Твердость заготовки (зубьев) - 179…207 НВ;

НВ_ср=НВ;

б) Шестерня

Выбираем материал для зубчатой пары колес: материал - Сталь 45;

Термообработка - нормализация;

Твердость заготовки-179…207 НВ;

НВ_ср =НВ

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [σ]_Н1 и колеса [σ]_Н2.

а) Для колеса

= 445 МПа;

= 445 МПа;

б) Для шестерни

= 414,4 МПа;

= 414,4 МПа;

Среднее допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса:

= 429,7 МПа

;

2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

а) Для колеса

.=216,3 МПа;

=216,3МПа.

б) Для шестерни

.=198,79МПа;

=198,79 МПа.

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Определение межосевого расстояния.

где K_a – вспомогательный коэффициент, К_а=43 – для косозубых передач, K_hβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; =1; – коэффициент ширины венца, =0,4; М – вращающий момент на валу, М=333,4 Н∙м; [σ_Н] - cреднее допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, [σ_Н]=360,4 МПа; u_зп - передаточное число тихоходной ступени двухступенчатых редукторов, u_зп=5,1.

мм;

По ГОСТ 2185-66 : a_{w вых}=200 мм;

a_{w вх}=125 мм.

3.2. Определение модуля зацепления.

m_n - модуль зацепления, a_w - межосевое расстояние.

m_n=0,01∙125=1,25 мм;

по ГОСТ 9563-60: m_n=1,25 мм;

3.3. Определяем угол наклона зубьев косозубой передачи

β=10°;

β - угол наклона зубьев.

3.4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

где z_c - суммарное число зубьев шестерни и колеса.

z_c=;

3.5. Определяем число зубьев шестерни и колеса

Для шестерни:

z_c - число зубьев для шестерни;

z_c=;

для колеса:

Z₂=59∙2,35=138,65=139;

Проверяем расчет:

z_c=59+139=198;

Уточняем передаточное число:

u==2,35;

3.6. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев косозубой передачи:

β - угол наклона зубьев косозубой передачи;

β=8,1⁰

3.7. Определяем торцевой модуль зацепления:

m_t – торцевой модуль зацепления; m_n - модуль зацепления,

m_t = мм;

3.8. Определим ширину венца шестерни и колеса.

для колеса:

b₂=0,5∙125=62.5 мм;

для шестерни:

b₁=62.5+5 мм=67.5 мм.

3.9. Определяем диаметры делительных окружностей шестерни и колеса с точностью до сотых долей мм:

d₁=59∙1.26=74.34 мм;

d₂=139∙1.26=175.14 мм.

3.10. Определяем фактическое межосевое расстояние.

a_w=мм.

3.11. Расчет фактических основных геометрических параметров передачи для шестерни и зубчатого колеса.

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни:

d _a1=74.34+2∙1.25=76.84 мм;

для колеса:

d_a2=175+2∙1.25=177,5 мм;

Диаметр окружности впадин зубьев шестерни:

d_f1=74.34-2,5∙1.25=71.215мм;

для колеса:

d_f2=175.14-2,5∙1.25=172.015 мм;

3.12. Определим окружную скорость шестерни:

ϑ₁=(32.92∙74.34)/2=1223.63мм/с=1.2236м/с

колеса:

ϑ₂=(14∙175.14)/2=1225.98мм/м=1.22598м/с

3.13. Проверочный расчет.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями по ширине венца:

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; – динамический коэффициент.

для косозубых колес в зависимости от окружной скорости ϑ:

=1,05…1,15.

=1,05…1,10

K_h=1,1∙1∙1,1=1,21

Определим контактные напряжения:

для цилиндрических косозубых передач:

σ_H==8.424≤429.7