2.Розрахунок зубчастої передачі

2.1.Вибір матеріалу та призначення термічної обробки.

Так як редуктор загального призначення і в завданні немає особливих вимог до габаритів передачі, працює при невеликих потужностях і швидкостях, то ми вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками. За табл. 3.3 [5] приймаємо для шестерні сталь 45 ГОСТ 1050-88 з покращенням, твердістю НВ 230; для колеса – сталь 45 ГОСТ 1050-88 з покращенням, твердість НВ 200.

2.2.Допустимі контактні напруження визначаємо за формулою:

;

де _{H lim b} – границя контактної витривалості при базовому числі циклів. За табл. 3.2 [5] _{H lim b} = 2·НВ + 70.

Коефіцієнт довговічності при тривалій експлуатації редуктора K_HL=1.

Коефіцієнт запасу міцності [S]_Н = 1,10 (ст. 33 [5]).

Тоді для шестерні:

МПа.

Для колеса:

МПа.

Визначаємо розрахункове допустиме контактне напруження за формулою:

МПа.

Необхідна умова [σ_Н] ≤ 1,23 · [σ_Н]₂; 410 ≤ 1,23 · 428; 410 ≤ 526 виконана.

2.3.Визначаємо допустимі напруження згину за формулою:

.

де – границя витривалості при згині при базовому числі циклів навантаження. За табл. 3.9. [5] визначаємо за формулою:

Коефіцієнт запасу міцності . За табл. 3.9 [5] ; для поковок та штамповок .

Таким чином [S _F] = 1,751 = 1,75.

Допустимі напруження при розрахунку зубців на згинальну витривалість:

для шестерні: МПа;

для колеса: МПа.

2.4.Визначаємо міжосьову відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубців:

.

де К_а – коефіцієнт, що враховує форму зуба.

Для косозубих коліс К_а = 43.

U₂ – передаточне число зубчастої передачі. U₂ = 4.

Т₃ – обертальний момент на колесі. Т₃ = 263,72Н·м

К_Н – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження між зубцями. За табл. 3.1. [5] приймаємо К_Н = 1,25.

_ba – коефіцієнт ширини вінця колеса по міжосьовій відстані. Приймаємо для косозубих коліс _ba = 0,4 (ст. 36 [5]).

Підставляємо значення у формулу і отримаємо:

мм.

За ГОСТ 2185-66 приймаємо а_ω = 160 мм.

2.5.Визначаємо нормальний модуль зачеплення:

m_n =(0,01÷0,02) ∙а_ω=(0,01÷0,02)∙160=1,6÷3,2 мм.

За ГОСТ 9563-60 приймаємо стандартне значення m_n =2,5 мм.

2.6.Призначаємо попередньо кут нахилу зубців та визначаємо кількість зубців шестерні та колеса:

ß = 10º.

2.7.Визначаємо кількість зубців шестерні:

приймаємо z₁ =25 .

Визначаємо кількість зубців колеса:

z₂ =z₁ ·U₂=25∙4=100 ;

приймаємо z₂ =100 .

2.8.Уточнюємо кут нахилу зубців:

;

ß = arccos0,976=12,57

2.9.Визначаємо основні розміри шестерні та колеса:

Діаметри ділильні шестерні та колеса:

мм;

мм.

Перевірка:

мм.

Діаметри вершин зубців шестерні та колеса:

d_а1 = d₁ + 2m_n =64+2∙2,5=69 мм.

d_а2 = d₂ + 2m_n =256+2∙2,5=261 мм.

Діаметри впадин шестерні та колеса:

d_f1 = d₁ – 2,25m_n = 64 – 2,25∙2,5=58,37 мм.

d_f2 = d₂ – 2,25m_n = 256-2,25∙2,5=250,37 мм.

Ширина колеса: b₂ = _ba ∙ a_ω = 0,4 ∙160=64 мм;

приймаємо b₂=56 мм.

Ширина шестерні: b₁ = b₂ + 5 =56+5=61 мм;

приймаємо b₁ =60 мм.

2.10.Визначаємо кутова швидкість коліс та степінь точності передачі:

м/с.

Приймаємо 8 степінь точності виготовлення передачі.