4 Расчёт зубчатых колёс редуктора

4.1 Выбор материала.

Так как передаётся небольшой крутящий момент, для шестерни и колеса принимаем материал [3], табл. 9.2, 170:

Сталь 35 с термообработкой - нормализация. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твёрдости как наиболее вероятное. Принимаем твёрдость: шестерни - 190 НВ колеса – 160 НВ. При этом обеспечивается требуемая разность твердостей [3], 166-167;

4.2 Рассчитываем допускаемые контактные напряжения по формуле:

₍₁₈₎

Для шестерни: ; (19)

Для колеса: .

; §9.11 [3]

; §9.11 [3]

[σ_H1]=(450/1,1)1=409 Н/мм² – для шестерни.

[σ_H2]=(390/1,1)1=354,5 Н/мм² - для колеса.

Среднее допускаемое контактное напряжение:

[σ_H]=0,45([σ_H1]+ [σ_H2])=0,45(409+354,5)=343,5 Н/мм² (20)

При этом условие

соблюдается [3], § 9.11.

4.3 Допускаемые напряжения изгиба [3], табл. 9.3 (189), § 9.11:

₍₂₁₎

; ; - по таблице (9.3) [3]

σ_FО1=1,8*190=342 Н/мм² – для шестерни;

σ_FО2=1,8*160=288 Н/мм² – для колеса.

Для шестерни -

_{Для колеса -}

Для обеспечения прочности на изгиб для расчётов принимаем

меньшее значение: [σ_F]= 164,6 Н/мм²

4.4 Расчётные коэффициенты [3], § 9.12 (191-192):

Принимаем , как для симметрично расположенных колёс, и коэффициент ,0.

4.5 Межосевое расстояние передачи [3], 171:

По стандарту принимаем . (22)

4.6 Ширина зубчатого венца [3], табл. 1.1 (12):

колеса: ; (23)

шестерни: .

4.7 Нормальный модуль зубьев:

(24)

Принимаем стандартное значение . [3], 157.

4.8 Принимаем минимальный угол наклона зубьев

4.9 Суммарное число зубьев:

. (26)

4.10 Фактический угол наклона зубьев:

₍₂₇₎

4.11 Число зубьев шестерни и колеса:

- число зубьев шестерни: = /(u+1)=120/(4+1)=24;

- число зубьев колеса: = - =120-24=96.

(29)

4.12 Фактическое передаточное число:

, что соответствует номинальному (30)

4.13 Основные геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры:

Шестерни - ₍₃₁₎

Колеса - .

Уточняем межосевое расстояние:

. (32)

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

₍₃₃₎