2 Выбор материала зубчатых передач.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Выбор твердости, термообработки и материалов зубчатых закрытых передач

Колесо

Материал колеса выбирается в зависимости от передаваемой мощности по ([I], табл. 3.1), а механические свойства материала по ([I], табл. 3.2), перевод твердости НВ в твердость HRC по ([I], рис. 3.1).

Колесо: Сталь 40Х; Улучшение.

Шестерня

Материал шестерни выбирается аналогично колесу и той же марки, но термообработку берем улучшение т.к. зубья шестерни входят в зацепление чаще зубьев колеса.

Шестерня: сталь 40Х; Улучшение.

2. Определение допускаемых контактных напряжений.

Для шестерни:

Для колеса:

2.2.1 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее переделу выносливости, согласно ([I], табл. 3.3), определяется в зависимости от средней твердости поверхности зубьев:

Шестерня: 300 НВ, тогда N_H01= 25 млн. циклов

Колесо: 260 НВ, тогда N_Н02=16,5 млн. циклов.

N – число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни за весь срок службы;

– рабочий ресурс привода:

– срок службы привода (по условию - 5 лет);

– продолжительность смены, (8 часов);

– число смен (L_c = 1);

час.

Рабочий ресурс привода принимаем: 30000 час.

циклов.

циклов.

Тогда:

Согласно условию N> , то =1

.

2. Определяем допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни.

где – допускаемые напряжения при числе циклов переменных напряжений определяются для конических передач с прямыми зубьями из условия:

Расчет передачи ведут по меньшему значению.

2. Определение допускаемых напряжений изгиба.

2.3.1 Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса:

N_F0 – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости равен 4 млн. циклов.

Согласно условию N> -> =1

принимаем:

2. Определяем допускаемое напряжение изгиба для колеса и шестерни:

Таблица 2.1 - Табличный ответ

Элемент передачи	Марка мате-риала	Термо-обработка
Шестерня	40Х	Улучшение	125	300	607	309
Колесо	40Х	Улучшение	80	260	535	267,8

3. Расчет зубчатых передач редукторов

3.1 Проектный расчет редукторной пары

Рисунок 3.1 - Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи.

1. Определяем межосевое расстояние:

где – вспомогательный коэффициент, принимаем:

43 - для косозубых передач.

– коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба , принимаем 1,0.

– коэффициент ширины венца колеса, принимаем 0,3 для симметричного расположения шестерни.

2. Определяем модуль зацепления, мм:

где – вспомогательный коэффициент, принимаем: 5,8 для косозубых колес;

= 276 мм – делительный диаметр колеса;

Ширина венца колеса, мм:

Полученное значение округляем по ГОСТ 6636-69, принимаем 1 мм.

3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем: 316.

4. Определяем число зубьев шестерни:

5. Определяем число зубьев колеса:

6. Определяем фактическое передаточное число и проверяем отклонения от заданного:

- значит значение найдено верно.

7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

.

8. Определяем основные геометрические параметры шестерни и колеса:

Таблица 3.1- Основные геометрические параметры шестерни и колеса

Параметры	Шестерня, мм.		Колесо, мм.
Делительный диаметр:		43,56		276,6
Диаметр вершин зубьев		45,56		278,6
Диаметр впадин зубьев		41,16		273,6
Ширина венца		51		48