2. Расчетно–графическая работа №2. Расчет и проектирование закрытой зубчатой передачи

Используя данные, полученные в расчетно–графической работе №1, выполнить расчет редуктора:

1. Выбрать материал и определить допускаемые напряжения.

2. Выполнить проектный расчет зубчатой передачи.

3. Выполнить проверочный расчет по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба.

4. Для червячной передачи провести тепловой расчет.

2.1. Расчет цилиндрических зубчатых передач

2.1.1. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Выбор материала для шестерни и колеса зависит от требований к размерам передачи. Чем выше твердость поверхности зубьев, тем меньше размеры передачи. На сегодняшний день основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь.

Так как в расчетно–графической работе к размерам цилиндрического редуктора не предъявляют особых требований, следует применять дешевые марки стали типа 45 и 40Х, улучшенные до твердости HB ≤ 350. Для обеспечения лучшей приработки зубьев рекомендуется назначать для шестерни твердость на 20 – 50 HB выше, чем для колеса. Некоторые марки сталей, рекомендуемые для изготовления зубчатых колес, и виды их термообработки приведены в таблице 2.1.

Допускаемое контактное напряжение , МПа, определяют по формуле:

.

Здесь – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа; K_HL – коэффициент долговечности; S_H – коэффициент безопасности. При длительной эксплуатации можно принять K_HL = 1. Коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материала (улучшение, нормализация) S_H = 1,1; для колес с поверхностным упрочнением S_H = 1,2.

Для прямозубых колес расчетное допускаемое напряжение принимается меньшим из двух значений (колеса и шестерни). Для непрямозубых колес:

,

где , – допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни и колеса.

После определения этих величин следует проверить выполнение условия:

,

где – меньшее из значений и (как правило, равно ). В противном случае принимают для цилиндрических колес и для конических.

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей

Марка стали	Заго–товка	Твердость, HB	Вид термообработки	МПа	МПа
35	Поковка	140…187	Нормализация	540	320
40	Поковка	154…217	Нормализация	580	340
45	Поковка	173…241 194…263 242…302	Нормализация Улучшение Поверхностная закалка	610 680…880 590	360 390…540 330
50	Поковка	180…229 258…310	Нормализация Улучшение	640 790	380 540
55	Поковка	185…229	Нормализация	660	390
30ХГС	Поковка	215…229 235…280	Нормализация Улучшение	790…980 930…1020	640…840 740…840
40Х	Поковка	200…230 215…285 269…302	Нормализация Улучшение Поверхностная закалка	690…980 730…980 740	440…790 490…690 490
40ХН	Поковка	220…250 235…295 275…312	Нормализация Улучшение Поверхностная закалка	740…980 790…980 790	550…790 540…690 490
40ХНМА	Поковка	365…310	Улучшение	980…1080	740…900
35Л	Отливка	145	Нормализация	500	280
45Л	Отливка	153	Нормализация	550	320
55Л	Отливка	155	Нормализация	600	350
35ХГСЛ	Отливка	202	Улучшение	790	590

Допускаемое напряжение на выносливость при изгибе , МПа, определяют по формуле:

.

Здесь – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба; – коэффициент долговечности: при твердости зубьев не более 350 НВ коэффициент = 1…2, более 350 НВ – = 1…1,6; – коэффициент безопасности, зависящий от вида материала, термообработки и способа получения заготовки. При твердости зубьев HB ≤ 350 можно принять = 1,8 HB, = 1,75 – 2,2. В данной формуле не учитывается ряд коэффициентов по сравнению с ГОСТ 21354–75. Эти коэффициенты равны или близки к единице, поэтому ими в практических расчетах можно пренебречь.

Проектный расчет закрытых зубчатых передач ведут по контактной прочности, а расчет на изгиб является проверочным. Как показывает практика, в этих случаях напряжения изгиба оказываются значительно меньше допускаемых напряжений.

Расчет производится отдельно для шестерни и колеса. Допускаемое напряжение, по которому необходимо проверять выносливость зубьев на изгиб, выбирается из рассчитанных значений и непосредственно при проверочном расчете.