Выбор материала зубчатых колес

2.1.2. Выбор материала зубчатых колес

Сталь 45

HB=170…215 – колеса

Для зубьев шестерни  HB₁ = 205

Для зубьев колеса  HB₂ = 205

2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость

[G_H]_1,2 = (G_H01,2 ґ K_HL1,2) / S_H1,2 [МПа]

G_H0 – предел контактной выносливости поверхности зубьев

G_H0 = 2HB + 70

G_H01 = 2 ґ 205 + 70 = 480МПа

G_H02 = 2 ґ 175 + 70 = 420МПа

S_H – коэффициент безопасности

S_H1 = S_H2 = 1.1

K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = 6  N_H0 / N_HE

N_H0 – базовое число циклов

N_H0 = 1.2 ґ 10⁷

N_HE – эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки

N_HE = 60_n1,2L_h(T₁ / T_max)³ ґ L_hi / L_h

N_HE = 60_n1,2L_h(₁Q₁³ + ₂Q₂³ + ₃Q₃³)

n – частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса

L_h – длительность службы

L_h = 10000ч

N_HE1 = 60 ґ 1435 ґ 10000 (0.1 ґ 1³ + 0.9 ґ 0.8³) = 6 ґ 10¹ ґ 1.435 ґ 10³ ґ 10⁴(0.1 + 0.461) = 48.28 ґ 10⁷

K_HL1 = 6 1.2 ґ 10⁷ / 48.28 ґ 10⁷ = 0.539

K_HL2 = 6 1.2 ґ 10⁷ / 8.62 ґ 10⁷ = 0.72

Принимаю K_HL1 = K_HL2 = 1

[G_H]₁ = 480 ґ 1 / 1.1 = 432,43МПа

[G_H]₁ = 420 ґ 1 / 1.1 = 381,82МПа

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаю

[G_H] = 0.5([G_H]₁ + [G_H]₂)

[G_H] = 0.5(432.43 + 381.82) = 407.125

должно выполняться условие

[G_H] = 1.23[G_H]_min

469.64 = 1.23 ґ 981.82

407.125 < 469.64

2.1.4. Определение межосевого расстояния

a = K_a(u + 1) ³ T₂K_H / (u[G_H])2_ba

K_a = 430МПа

_ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

_ba = 2_bd / (u+1)

_bd = 0.9

_ba = 2ґ0.9 / (5.6 + 1) = 0.27

K_H – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_H = 1.03

a = 430 ґ 6.6 ³ 104.94 ґ 1.03 / (5.6 ґ 407.125)² ґ 0.27 = 2838 ґ ³ 108.088 / 1403444.88 = 120.75

2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ2185–66

Принимаю a = 125

2.1.7. Определение модуля зацепления

m = (0.01…0.02)a

m = 0.015ґ125 = 1.88мм

2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z₁" и колеса "z₂"

z_i = 2acos/m_n

 – угол наклона зубьев

Принимаю  = 15

z_c = 2 ґ 125 ґ 0.966 / 2.5 = 120.8  120

Число зубьев шестерни

z₁ = z₀ / (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18  18

z_min = 17cos³ = 15.32

z₁  z_min

Число зубьев колеса

z₂ = z_c – z₁ = 120 – 18 = 120

u_ф = z₂ / z₁ = 102 / 18 = 5.67

u = 1.24%

2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев

ф = arcos((z_1ф + z_2ф) m_n / 2a)

ф = arcos((102 + 18) ґ 2 / 2 ґ 125) = arcos0.96 = 1512'4''

2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса

d₁ = m_n ґ z₁ / cos_ф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм

d₂ = m_n ґ z₂ / cos_ф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм

2.1.11. Определение окружной скорости

V₁ = d₁n₁ / 60000 = 3.14 ґ 37.5 ґ 1435 / 60000 = 2.82 ^м/_с

2.1.12. Назначение степени точности n` передачи

V₁ = 2.82 ^м_/с  n` = 8

2.1.13. Уточнение величины коэффициента _ba

_ba = (K_a³ (u_ф + 1)³ T₂ K_H) / (u_a[b_n]² a³)

_ba = 430³ ґ 6.6³ ґ 104.94 ґ 1.03 / (5.6 ґ 407.125)² ґ 125³ =
= 2.471 ґ 10¹² / 10.152 ґ 10¹² = 0.253

По ГОСТ2185–66  _ba = 0.25

2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца

b = _ba ґ a

b = 0.25 ґ 125 = 31.25

b = 31

2.1.15. Уточнение величины коэффициента _bd

_bd = b / d₁

_bd = 31.25 / 37.5 = 0.83