2 Проектировочный расчет передач редуктора

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений

Выбираем материал зубчатых колес по табл. 2.1 [2, стр. 21]. Принимаем в качестве материала для передачи сталь 40, термообработка – улучшение.

Таблица 3 – Механические характеристики стали

Предельный диаметр	Предельная ширина	Твердость средняя		Предел выносливости	Предел текучести
Dпред	Sпред	шестерни	колеса	σв	σт	σ-1
мм	мм	НВ	НВ	Н/мм²	Н/мм²	Н/мм²
125	80	276	242	600	320	260

Определяем коэффициенты долговечности шестерни и колеса по формулам 2.2 [2, стр. 37]:

K_HL = (22)

где N_HO – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости;

Кг – коэффициент годового использования;

tс – продолжительность смены, ч;

Кс – коэффициент годового использования;

Принимаем по табл. 2.2 [2]N_HO = 20,7. Согласно задания: принимаем Кг = 0,67, tс = 8 ч, Кс = 0,8.

K_HL1 =

K_HL2 =

Проверяем условие для нормализованных и улучшенных колес:

1 ≤ 1 ≤ 2,6

1 ≤ 1,2 ≤ 2,6

Условия выполняются, поэтому значения коэффициентов оставляем без изменения.

Определяем допускаемые контактные напряжения по зависимости 2.1 [2]:

[σ]_Н = (23)

где S_H – коэффициент безопасности;

K_HL – коэффициент долговечности шестерни и колеса.

Принимаем [S_H] = 1,2, тогда:

[σ]_Н1 = = 334 Н/мм²

[σ]_Н2 = = 360 Н/мм²

За расчетное контактное напряжение принимаем напряжение, найденное по формуле 2.5 [2]:

[σ]_Н = 0,45 · ([σ]_Н2 + [σ]_Н2) = 0,45 · (334 + 360) = 312 Н/мм² (24)

Дальнейший расчет ведем по меньшему значению [σ]_Н, т.е. по [σ]_Н1.

Проверяем условие [2, стр.38]:

[σ]_Н < 1,25 [σ]_Н2 (25)

312 Н/мм² < 450 Н/мм²

Условие выполняется.

Определяем коэффициенты долговечности шестерни и колеса по формуле 11 [Г, стр. 23]:

K_FL = (26)

K_FL1 =

K_FL2 =

Определяем допускаемые контактные напряжения изгиба по формуле 2.7 и табл. 2.3 [2]:

[σ]_F1 = Н/мм² (27)

[σ]_F2 = Н/мм² (28)

где S_F – коэффициент безопасности, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, при вероятности неразрушения 99%;Принимаем для нормализованных и улучшенных колес [S_F]' = 1,7.

[σ]_F1 = Н/мм²

[σ]_F2 = Н/мм²

2.2 Определение предварительных размеров зубчатых колес

Определяем межосевое расстояние a_w, мм, по условию контактной прочности [2, стр. 39]:

a_w‘ ≥ 430 · (u + 1) · (29)

где Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Нм

K_Hβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. принимаем по таблице 2.5 [2, стр. 29] при твердости < 350 НВ K_Hβ = 1.

ψ_a – коэффициент ширины венца колеса. Принимаем по табл. 2.4 [2] ψ_a = 0,4.

a_w‘ ≥ 430 · (2,5 + 1) · = 82 мм

Полученное значение межосевого расстояния округляем до стандартного значения a_w = 100 мм [2. стр. 29].

Вычисляем модуль зацепления для закрытых передач по формуле [L, стр. 29], предварительно задав угол зацепления β = 0°:

m’ = (0,01…0,02) · a_w · cos β = (0,01…0,02) · 100 · 1 = 1,0 … 2,0 мм

Полученное значение модуля m’ округляем до стандартного m = 2 мм.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса определяем по формуле [2, стр. 39]:

Z_С = = ≈ 100 (30)

Число зубьев шестерни определяем по формуле [2, стр. 40]:

Z₁ = = = 29 (31)

Число зубьев колеса определяем по формуле [2, стр. 40]:

Z₂ = Z_С - Z₁ = 100 - 29 = 71 (32)

Вычисляем фактическое передаточное отношение u_ф и его отклонение от заданного по соотношениям [2, стр. 40]:

u_ф = = = 2,45 (33)

Δu = = = -2,00% ≤ ±4% (34)

Фактический угол наклона зубьев по формуле [2, стр. 40]:

βmin = arccos = arccos = arccos 1,00 = 0° (35)

Вычисляем основные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2, табл. 2.14]:

Для шестерни:

диаметр делительный

d₁ = m · Z₁/cosβ = 2 · 29/1 = 58,0 мм (36)

диаметр вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2 · m = 58 + 2 · 2 = 62,00 мм (37)

диаметр впадин зубьев

d_f1 = d₁ – 2,5 · m = 58 - 2,5 · 2 = 53,00 мм (38)

ширина венца

b₁ = b₂ + (2…5) = 33 + (2…5) = 37 мм (39)

Для колеса:

диаметр делительный

d₂ = m · Z₂/cosβ = 2 · 71/1 = 142,0 мм (40)

диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂ + 2 · m = 142 + 2 · 2 = 146,00 мм (41)

диаметр впадин зубьев

d_f2 = d₂ – 2,5 · m = 142 - 2,5 · 2 = 137,00 мм (42)

ширина венца:

ψ_a = = 0,4 (43)

b₂ = 100 · 0,4 = 33 мм

Определяем окружную скорость колеса [2, стр. 40]:

(44)

По таблице 2.7 [2] назначаем 8 степень точности изготовления передачи.