Выбор материала зубчатых колес

Так как к габаритным размерам редуктора не предъявляется особых требований, то принимаем следующие материалы:

- для шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, твердость НВ₁ 269÷302, предел прочности σ_В1 = 900 МПа, предел текучести σ_Т1 = 750 МПа /2, c. 7, таблица 1/;

- для колеса: сталь 45 ГОСТ 4543-71: термическая обработка – улучшение, НВ 235÷262, предел прочности σ_В2 = 780 МПа, предел текучести σ_Т2 = 540 МПа /2, c. 7, таблица 1/.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

2.2.3

2.2.4

Допускаемые напряжения для расчетов на выносливость

МПа.

/2, c. 12/.

Тогда:

Для колеса:

,

[σ]_Fmax1= 2,74 × НВ _ср1 = 2,74 × 285,5 = 782,3 МПа;

[σ]_Fmax2 = 2,74 × НВ _ср2 = 2,74 × 248,5 = 680,9 МПа.

Определение основных параметров передачи

Коэффициенты нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Н = К_{Н β}×К_НV×K_Ha.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес

К_Нβ = × (1 - Х) + Х .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубой передаче K_Ha= 1,12 /3, c. 39, таблица 3,4/ для шевронных колес 9-й степени точности при окружной скорости V=1,88 м/c.

Коэффициент нагрузки

К_Н = К_{Н β}×К_НV ×K_Ha = 1,0×1,02 ×1,12 = 1,142.

Коэффициенты нагрузки при расчете на изгибную выносливость

К_F = К_{F β}×К_FV×К_Fα.

Предварительное значение межосевого расстояния

Примем значение a_W = 80 мм по ГОСТ 2185-66/2, c. 20/.

Рабочая ширина венца

Рабочая ширина колеса

b₂ = y _ba× a_W = 0,5 × 80 =40мм.

Ширина шестерни

b₁ = b₂ + (2…4) = 40 + (2…4) = 42…44 мм.

В соответствии с ГОСТ 6636-69 из ряда R_a20 примем b₁ = 45 мм и b₂ =40 мм /2, c. 20/.

Модуль передачи

мм.

По ГОСТ 9563-60 принят нормальный модуль мм.

Минимальный угол наклона зубьев для шевронной передачи

Суммарное число зубьев

.

Примем

Действительное значение угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

Уточнение расчетных параметров передачи и проверочный расчет на контактную прочность зубьев

Окружная скорость

м/с,

где мм - делительный диаметр шестерни.

Уточняем коэффициенты нагрузки

Уточняем значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки

s_Н=450,68 МПа < [s]_H=495,1 МПа.

Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет:

,

что является допустимым /2, c. 23 /.

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Напряжения изгиба в зубьях колеса

.

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий форму зубьев колеса

.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

Напряжение в опасном сечении зубьев колеса

МПа.

МПа < МПа.

Напряжения изгиба в зубьях шестерни

Эквивалентное число зубьев шестерни

Коэффициент, учитывающий форму зубьев шестерни

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

МПа < МПа.

Основные геометрические размеры колес

Диаметры делительных окружностей

мм;

мм.

Проверка: мм = мм.

Диаметры окружностей вершин зубьев

мм;

мм.

4.6.3 Диаметры окружностей впадин зубьев

мм;

мм.

Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила F_t1 = F_t2 = Н.

Радиальная сила Н.

Осевая сила Н.

Расчёт открытой цепной передачи