Расчёт редуктора

8. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

Для шестерни принимаем (по табл. 2) сталь 45 σ_в = 620 МПа; σ_т = 395 МПа; НВ = 189…229

Термообработка: нормализация

Для колеса в соответствии с рекомендациями:

НВ_2min = HB_1min – (15)(20…30)(50),

подбираем сталь 45 с σ_в = 590 МПа; σ_т = 345 МПа; НВ = 174…217

Термообработка: нормализация

11. Средняя твердость шестерни:

НВ₁ = = (189+229)*0,5 = 209

Средняя твердость колеса:

НВ₂ = = (174+217)*0,5 = 195,5

При средней твердости шестерни НВ₁ = 209

базовое число циклов нагружения N_{HG 1}= 1,7 (табл. 3).

Для зубчатого колеса при НВ₂ = 195,5 базовое число циклов нагружения N_{HG 2=} 1,0

Таблица 3

Средняя твердость поверхности зубьев	НВср HRC	< 200 –	250 27	300 33	350 38	– 40	– 45	– 50	– 55
NHG циклов (·107)		1,0	1,7	2,5	3,6	4,4	6,0	8,0	10

При N_HЕ > N_HG (длительно работающие передачи), коэффициент долговечности Z_N=1.

При N_HЕ < N_HG :

12. Предел контактной выносливости для колеса:

σ_{Н lim2} = 2НВ₂ + 70 = 2*195,5+70 = 461 МПа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

принимая коэффициент безопасности S_H =1,1;

(461*1) /1,1 = 419 МПа

Предел контактной выносливости для шестерни:

σ_{Н lim1} = 2НВ₁ + 70 = 2*209+70= 488 МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

488*1/1,1= 443,6 МПа

За расчетное допускаемое контактное напряжение в прямозубых передачах принимается [σ]_Н = [σ]_Н2 = 419 МПа

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи.

Принимая предварительно К_Н = 1,3 и задаваясь значением коэффициента ширина относительно межосевого расстояния ψ_ba=0,315, находим межосевое расстояние a_w (мм) по формуле:

a_w1 = 450 (U _ред+ 1)

a_w1 = 450*(3,15+1)* = 144,36 мм

Найденное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения из следующего ряда

a_{w ст} = … 80;90;100;112;125;140;160;180;200… мм.

a_{w ст} = 140 мм

14. Ширина зубчатых колес:

b₂ = ∙ a_{w ст} = 0,315 * 140 = 45 мм

b₁ = b₂ + 5 мм = 45+5= 50 мм

15. Модуль передачи:

0,01 ∙ a_{w ст} < т_n < 0,02 ∙ a_{w ст} , мм

Рекомендуется принимать значение модуля т _ст=2 мм (или т _ст=1 мм).

Принимаем т _ст = 2 мм

16. Суммарное число зубьев прямозубой передачи :

Z_∑ = =2*140/2 = 140

округлив до целого числа, принимаем:

= 140

17. Число зубьев шестерни:

Z₁ = = 140/(3,15+1) = 33,7

округлив до целого числа, принимаем Z₁ = 34 (Проверка: Z₁ получилось больше, чем минимальное число зубьев для шестерни прямозубой передачи Z_1min = 17)

18. Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_∑ – Z₁ = 140-34=106

19. Уточнение передаточного числа:

U'_ред = =106/34 = 3,12

Отклонение от принятого ранее передаточного числа:

*100%=0,95%

что находится в пределах допустимого [∆U] = ±4%.

20. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d₁ = m_cт· Z₁ =2*34 = 68 мм

значение d₁ не округлять

Делительный диаметр колеса:

d₂ = m_cт · Z₂ = 2*106 = 212 мм

значение d₂ не округлять

Межосевое расстояние:

а_{w ст} = = 0,5* (68+212) = 140 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_a1 = d₁ + 2m _cт = 68+2*2= 72 мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2 m _cm = 212+2*2=216 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни :

d_f1 = d₁ – 2,5m _cт = 68- 2,5*2= 63 мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2,5m _ст = 212-2,5*2 = 207 мм

Рис. 2. Элементы цилиндрического зубчатого колеса

21. Проверочный расчет передачи на контактную прочность:

σ_Н2 =

= = 434,1

Отклонение от [σ]_Н2:

∆σ% = = *100% = -3,6%

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.