Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов, вида термообработки зубчатых колес.
Шестерня – сталь 40Х, закалка с высоким отпуском, HB1 = 257-285, для расчетов примем HB1 = 257.
Колесо – сталь 40Х, нормализация, HB2 = 215-243, для расчетов примем HB2 = 215.
Прочностные характеристики стали для колеса и шестерни представлены ниже (таблица 1).
Таблица 1 – Прочностные свойства материала колеса и шестерни
шестерня колесо
Предел прочности
В, МПа 930 780
Предел прочности
Т, МПа 690 490
Твердость, НВ 257-285
(257) 215-243
(215)
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.
Суммарное время работы привода находим по формуле:
Lh = 7500 часов
Предел контактной выносливости поверхности зубьев [1, стр.13, табл. 2.2]
σHlim = 2 . НВ + 70, Мпа
σHlim1= 2∙257 + 70 = 584 Мпа
σHlim2 = 2∙215 + 70 = 500 Мпа
Коэффициент безопасности при расчете на контактную прочность
SH1,2 = 1,1
Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев ZR при определении допускаемых контактных напряжений

. Принимаем Ra = 1,25 – 2,5 мкм. Тогда ZR = 0,95
Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес
При V≤5 м/с коэффициент Zv = 1
Коэффициент долговечности при расчете на контактную выносливость принимаем равным ZN1,2 = 1
Допускаемые контактные напряжения
σH1=σHlim1∙ZN∙ZR∙ZVSH1=584∙1∙0,95∙11,1=504 МПа
σH2=σHlim2∙ZN∙ZR∙ZVSH2=500∙1∙0,95∙11,1=431 МПа
Тогда:
[Н] = ([Н1] + [Н2]) / 2 = (504 + 431) / 2 = 468 Мпа
2.3 Проектный расчет червячной передачи
Найдем предварительное значение межосевого расстояния аw, мм:
aw=Ka3KHβ∙T2σH2=61031∙14574682=125,1 мм
Округляем расчетное значение межосевого расстояния аw до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66:
аw = 125 мм
Определяем число витков червяка, которое определяется в соответствии с передаточным числом редуктора [3, стр.71]