5. Визначення твердості , термообробки та матеріалу зубчастих передач.

В мало- і середньо-навантажених передачах, а також в передачах з великими колесами (відкритих) застосовують зубчасті колеса з твердістю матеріала ≤ 350 НВ.

За таблицею 2.1 обираємо матеріал, термообробку і твердість , при чому

де Dзаг – діаметр заготовки шестерні чи черв’яка; Sзаг – товщина заготовки обода чи диска колеса; Dгран – гранично допустимий діаметр заготовки шестерні чи черв’яка; Sгран – гранично допустима товщина заготовки обода чи диска колеса.

Параметр		Колесо
Матеріал		Сталь 40ХН
Термообробка		Покращення
Твердість		262…302 HB
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NHO; NFO; H/мм2	[σ]HO	1,8HBср+67=
	[σ]FO	1,03HBср =

За таблицею 2.2 Обираємо механічні властивості сталі

Елементи передачі	Марка сталі	Dгран	Термообробка	HBcp|HRCcp	σв	σ-1	[σ]н	[σ]F
		Sгран
					Н/мм2
Колесо	Сталь 40ХН	315	Покращення	285,1|50,5	920	450	835	293,653
		200

Таблиця 2.2

Рисунок 2.1 – Графік відношення твердостей, виражених в одиницях НВ і HRC

Визначаємо середню твердіть зубців шестерні і колеса:

, ,

З рисунка 2.1 находимо HB_1cp=485

6. Визначення допустимих контактних напружень .

Допустимі контактні напруження при розрахунку на міцність визначаються окремо для зубців шестерні [σ]_н1 і колеса [σ]_н2 .

а) Визначаємо коефіцієнт довговічності К_HL:

де, N_HO – число циклів зміни навантажень , відповідне границі стійкості (табл. 2.3); N- число циклів зміни навантажень за весь срок служби (напрацювання),

ω- кутова швидкість відповідного валу,1/с . L_h- строк служби привода.

Оскільки N_HO≤ N , то приймаємо K_HL=1.

Таблиця 2.3 – Значення числа циклів N_HO

б) По таблиці 2.1 визначаємо допустиме контактне напруження [σ]_н0, яке відповідає границі контактної стійкості при числі циклів зміни наруг N_HO.

в) Визначаємо допустимі контактні напруги для зубців шестерні [σ]_н1 і колеса [σ]_н2:

Так як HB_1cp-HB_2cp=485-285.2=199,5˃70 і HB_2cp= 285,5˂350 НВ, то косозуба передача розраховується на міцність по середній допустимій контактній напрузі

,

_{При цьому умова [σ]н˂1,23[σ]н2=1,23·580,18=714,5 Н/м , зберігається.}

7. Визначення допустими напружень згину для зубців шестерні

а) Розраховуємо коефіцієнт довговічності К_FL.

де N_FL=4·10⁶,для обох коліс.

Вважаємо , що К_FL=1, так як виконується умова N_FО˂N.

б) по таблиці 2.1 визначаємо допустиме навантаження згину, відповідно до числа циклів зміни навантажень N_F0:

для шестерні припустивши , що m˂3 мм.

для колеса

в) визначаємо допустиме напруження згину :

для шестерні

Для колеса

Так як передача реверсивна, то [σ]_F1 зменшуєм на 25%:

Таблиця 2.4

Елементи перредачі	Марка сталі	Dпред	Термообробка	HRC1cp	[σ]H	[σ]F
		Sпред	Способ лиття
				HB2cp	Н/мм2
Колесо	40ХН	80	Покращені	285,5	580,9	220,5
Шестерня	40ХН	125	Покращені +ТВЧ	49	835	294

8. Виконання проектного розрахуноку редукторної пари.

8.1 Визначення головного параметра - міжосьової відстані а_w, мм:

де, а) К_а – допоміжний коефіцієнт. Для косозубих передач К_а=43.

б) Ψ_а=b₂/а_w – коефіцієнт ширини вінця колеса, рівний 0,28…0,36 – для шестерні, розташованої симетрично опор в проеційованих одноступінчатих циліндричних редукторах; Ψ_а=0,2…0,25 – для шестерні, консольно розміщеної відносно опор – у відкритих передачах.

Рисунок 2.2 - Геометричні параметри циліндричної зубчатої передачі.

в) u – передаточне число редуктора чи відкритої передачі

г) Т_2- - обертальний момент га тихохідному валу редуктора чи на приводному валу робочої машни для відкритої перпедачі , Н·м

д) [σ]_H- допустиме контактне навантаженна колеса з менш міцним зубом чи середне контактне допустиме навантаження, Н/мм²

е) К_Нβ – коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині зуба.

8.2 Винччаємо модуль щеплення

де , а) К_m- допоміжний коефіцієнт. Для косозубих передач К_m =5,8.

б) d₂=2a_wu/(u+1)- роздільний діаметр колеса, мм;

в) b₂ = Ψ_а а_w- ширина вінця колеса, мм;

г) [σ]_F- допустиме навантаження згину матеріалу колеса з менш міцним зубом,Н/мм²

8.3 Визначення кута нахилу зубів β_min для косозубих передач

В косозубих передачах кут нахилу зубів приймають β= 8…16̊, але через ростання сили F_а в щепленні бажано отримати його менше значення , варіюючи величиною можуля m і шириною колеса b₂.

8.4 Визначення сумарного числа зубів шестерні і колеса для косозубих передач

8.5 Уточнюємо дійсну величину кута нахилу зубів для косозубиз передач

8.6 Визначення числа зубів шестерні

8.7 Визначення числа зубців колеса

8.8 Визначення фактичного передаточного числа u_ф і перевірити його відхилення від аданого u

8.9Визначення фактичного міжосьової відстані для косозубих передач

Таблиця 2.5

8.10 Визначення основних геометричних параметрів передачі, мм.

параметри		Шестерня	Колесо
		Косо зуба	Косо зуба
діаметри	Роздільний
	Вершин зубців
	Западин зубців
Ширина вінця

9. Перевірочний розразунок редукторної пари.

9.1 первірка міжосьової відстанні

9.2 Перевірка на придатність заготовок колес . умови заготовок колес. Дивись пункт 5 ,табл. 2.2

Діаметр заготовки шестерні

Розмір заготовки колеса закритої передачі

Виконується нерівність

9.3 Перевірка контактних навантажень σ_н, Н/мм²:

9.4 Перевірка напруженості згину зубців шестерні σ_F1, Н/мм² і колеса σ_F2, Н/мм²

Проектний розрахунок
параметри				значення	Параметри					Значення
Міжосьова відстнь аw				350 мм	Кут нахилу β					2
Модуль щеплення m				1 мм	Діаметр роздільної окружності шестерні d1 і колеса d2					96 604,35
Ширина зубчастого венця шестерні b1 і колеса b2				100 98
Число зубців Шестерні z1 Колеса z2				96 604	Діаметр окружності вершини Шестерні da1 Колеса da2					98 606,35
Вид зубців					Діаметр окружності запдини Шестерні df1 Колеса df2					93,6 601,95
Перевірка
параметри		Допустимі значення				Розраховані значення		Примітки
Контактне навантаження σн, Н/мм2		580				70
Навантаження згину	σF1, Н/мм2		220				10,98
	σF2, Н/мм2		294				10,54