2 Расчет зубчатых передач

2.1 Выбор материалов и термообработки

Материал и термообработку выбираем по таблице 3.2 («Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит).

Для лучшей приработки зубьев твердость шестерни рекомендуется назначать больше твердости колеса для косозубых передач по шкале НВ:

Шестерня.

Материал – Сталь 45. Термическая обработка шестерни – улучшение.

Твердость зубьев: 269…302 HB.

(2.1)

Колесо

Материал – Сталь 45. Термическая обработка колеса и шестерни – нормализация.

Твердость зубьев: 179…207 HB.

(2.2)

2.2 Допустимые контактные напряжения

Допустимые контактные напряжения при расчёте зубчатых передач определяются по формуле:

(2.3)

В этой формуле отсутствуют коэффициенты по ГОСТ 21354-75, учитывающие влияние шероховатости, смазочного материала, ско­рости и размеров колес, которые для распространенных на практи­ке показателей близки к единице.

(2.4)

(2.5)

(2.6)

Коэффициент долговечности =1.

(2.7)

(2.8)

Определяем допустимое контактное напряжение для шестерни и колеса:

(2.9)

2.3 Допускаемые напряжения на изгиб зубьев

Допустимые напряжения на изгиб при расчёте зубчатых передач определяется по формуле:

(2.10)

(2.11)

Коэффициент долговечности =1.

(2.12)

(2.13)

Модуль зацепления рассчитывается по меньшему из двух:

Таблица 2.1 – Характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Материал	Вид термообработки	Твердость НВ	Механические характеристики материалов, МПа
				σВ	σТ	260	[σН	[σ]F
Шестерня	45	Улучшение	285,5	890	650	380	580,9	294,065
Колесо	45	Нормализация	193	600	320	260	414,4	198,79

2.4 Расчёт геометрических параметров передачи

Предварительное значение межосевого расстояния a_w', мм:

, (2.14)

– где: а) – вспомогательный коэффициент, равный для косозубых передач 43

б) – коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 для шестерни расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его значение за 0,31

в) u – передаточное число редуктора (u=5)

г) – вращающий момент на тихоходном валу (327, Нм)

д) – среднее допускаемое контактное напряжение (447,885, Н/мм²)

е) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (1)

Полученное значение межосевого расстояния округлить до ближайшего числа по табл. 4.1 («Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит)

Определение модуля зацепления m, мм:

(2.15)

– где: а) – вспомогательный коэффициент, равный для косозубых передач (5,8)

б) – делительный диаметр колеса (266,67, мм)

в) – ширина венца колеса (49,600, мм)

г) – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом ( )

д) значение , , u, см. выше

Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:

При выборе модуля, 1-й ряд следует предпочитать 2-му

Определение угла наклона зубьев для косозубых переда:

(2.16)

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

(2.17)

Полученное число следует округлить в меньшую сторону до целого числа.

Уточнение действительной величины угла наклона зубьев для косозубых передач:

(2.18)

Определение числа зубьев шестерни:

(2.19)

Полученное значение округлить до ближайшего целого числа

Определение числа зубьев колеса:

(2.20)

Определение фактического передаточного числа редуктора:

(2.21)

Проверка отклонение фактического передаточного числа от заданного:

(2.22)

Определение фактического межосевого расстояния:

(2.23)

Определение фактических геометрических параметров передачи, мм:

Таблица 2.2- фактические геометрические параметры

Параметр			Шестерня		Колесо
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

Расчёт параметров, мм:

Полученные значения делительного диаметра стоит округлить до 2-х знаков после запятой, а значение ширины зубчатых венцов округлить до ближайших целых (табл. 13.15 «Курсовое проектирование деталей машин» А.Е. Шейнблит).

Таблица 2.3-расчёт геометрических параметров

Параметр			Шестерня		Колесо
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца