2 Вибір матеріалів зубчастої передачі

Для шестерні і колеса приймаємо матеріали з різною твердістю, при чому для кращого припрацювання твердість шестерні обираємо на 20…50 НВ більшою ніж твердість колеса

2.1 Визначаємо припустимі дотичні напруження _, Н/мм²

_ = 1,8 НВ₁ +67 (2.1)

_ =

_2 = 1,8 НВ₂ +67 (2.2)

_2 =

2.2.Визначаємо припустимі напруження згинання _F, Н/мм²

_F = 1,03 НВ₁ (2.3)

_F =

_F2 = 1,03 НВ₂ (2.4)

_F2 =

Таблиця 2.1 Матеріали зубчатої пари

	Марка сталі	Термічна обробка	Твердість, НВ	 , Н/мм2	F, Н/мм2
Шестерня	45	Покращення	269…302
Колесо	40Х	Покращення	235…269

3 Розрахунок зубчастої передачі

3.1 Проектний розрахунок передачі

3.1.1 Міжосьова відстань

а_w=К_а (и_ЗП+1) , мм (3.1)

де К_а – 49,5 допоміжний коефіцієнт, який залежить від типу зубів,

ψ_а – 0,25…0,35 - коефіцієнт ширини вінця колеса;

а_w=

Після корегування за таблицею переважних чисел приймаю а_w=

3.1.2 Визначення модуля зачеплення т, мм:

, мм (3.2)

де K_т=6,8 - коефіцієнт розподілення навантаження по ширині вінця;

d₂ - діаметр ділильного кола колеса;

b₂ - ширина вінця колеса;

(3.3)

d₂=

Після корегування за таблицею переважних чисел приймаю d₂=

(3.4)

b₂ =

Після корегування за таблицею переважних чисел приймаю d₂=

m =

Значення модуля корегую у відповідності до стандартних модулів і приймаю m = мм

3.1.4 Визначення сумарної кількості зубів шестерні і колеса:

(3.6)

3.1.6 Визначаємо кількість зубів шестерні:

(3.8)

3.1.7 Визначаємо кількість зубів колеса:

z₂ = z_∑ - z₁ (3.9)

z₂ =

3.1.8 Визначаємо фактичне передаточне число і його відхилення від заданого:

(3.10)

(3.11)

3.1.9 Визначаємо фактичну між осьову відстань за формулою:

(3.12)

а_w=

Подальші розрахунки виконуємо за фактичною міжосьовою відстанню.

3.1.10 Визначаємо основні геометричні параметри передачі, мм:

Ділильний діаметр d , мм:

шестерні (3.13)

колеса (3.14)

Діаметр кола вершин зубів d_a, мм:

шестерні d_а1 = d₁+2m (3.15)

d_а1 =

колеса d_а2 = d₂+2m (3.16)

d_а2 =

Діаметр кола западин зубів d_f, мм:

шестерні d_f1 = d₁-2,4m (3.17)

d_f1 =

колеса d_f2 = d₂-2,4m (3.18)

d_f2 =

Ширина зубчастого вінця b, мм:

шестерні b₁ = b₂ + (3…5 мм) (3.19)

b₁ =

колеса b₂=ψ_а∙a_w (3.20)

b₂=

3.2 Перевірочний розрахунок закритої передачі

3.2.1 Перевіряємо контактне напруження по формулі:

_н= , Н/мм² (3.21)

де F_t сила в зачепленні, Н:

К= 436 - допоміжний коефіцієнт;

K_Hv- коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передачі. Для визнання швидкості користуємось формулою v =

v =

F_t= (3.22)

F_t=

3.2.2 Перевіряємо напруження згину зубів шестерні і колеса

, Н/мм² (3.23)

де K_Fv– коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження, в залежності від окружної швидкості коліс і ступеню точності передач;

, Н/мм² (3.24)

де Y_F1 -коефіцієнт форми зуба, в залежності від числа зубів z₁

Y_F2- коефіцієнт форми зуба, в залежності від е числа зубів z₂

Y_β= 1 - коефіцієнт, який враховує нахил зубів.

Таблиця 3.1 Параметри зубчастої передачі

Параметр		Познач.		Значення	Параметр		Познач.		Значення
Міжосьова відстань		aw			Ділильний діаметр		d1 d2
Модуль зачеплення		m			Діаметр кола вершин		da1 da2
Ширина зубчастого вінця		b1			Діаметр кола впадин		df1 df2
		b2
Кількість зубів		z1 z2			Кут нахилу		0°
Вид зубів		прямозуба
Параметр	Познач.		Припустиме значення			Розрахункове значення		Примітки
Контактні напруження	σH
Напруження згину	σF1
	σF2