3. Расчет зубчатых передач.

3.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Определяем марку стали:

• для шестерни – сталь 40х : твердость 269…302 НВ

• для колеса – сталь 40х : твердость 235…262 НВ

Термообработка для обеих сталей – улучшение

НВ_ср= (НВ_min+ НВ_max)/2

НВ_ср1=(269+302)/2=285,5HB

НВ_ср2=(235+262)/2=248,5HB

HB_ср=(HB_ср1+HB_ср2)/2=268,5HB

НВ_ср1-НВ_ср2=285,5-248,5=37HB20<37<50

Механические характеристики стали.

Для шестерни б_в=900 Н/мм²

б_-1=410 Н/мм²

Для колеса б_в=790 Н/мм²

б_-1=375 Н/мм²

Предельные размеры

Заготовка шестерни D_пред=125 мм

Заготовка колеса S_пред=80мм

3.2. Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.

N– число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка);

N_HO– число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

N_HO1=25·10⁶циклов,N_HO2=16,5·10⁶циклов

N=573ωL_h.

Ω– угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

L_h– срок службы привода, ч.

Так как N₁>N_HO1иN₂>N_HO2, то коэффициенты долговечности

K_hL1=1 иK_hL2=1.

N_H01=31,15*10⁶число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

N_H02=5,66*10⁶число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

3.2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения [б]_H

[б]_H1=K_HL1[б]_HO1 [б]_H2=K_HL2[б]_HO2

[б]_HO1=1,8HB_ср+67 [б]_HO2=1,8HB_ср+67

[б]_HO1=1,8*285,5+67=580,9 Н/мм² [б]_HO2=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм²

3.2.3. Определяем допускаемые напряжения изгиба, [б]F, Н/мм2

[б]_F1=K_FL1[б]_FO1

[б]_FO1=1,03HB_ср

[б]_FO1=1,03*285,5=294,07 Н/мм²

=1 (N₁>N_FO, то=1)

[б]_F1=294,07 Н/мм²

[б]_F2=K_FL2[б]_FO2

[б]_FO2=1,03HB_ср

[б]_FO2=1,03*248,5=255,96 Н/мм²

=1(N₂>N_FO, то=1)

[б]_F2= 255,96 Н/мм

[б]=0,75*294,07=220,6 Н/мм²

[б]=0,75*255,96=191,97 Н/мм²

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообра- ботка	НВср1	бв	б-1	[б]H	[б]F
		Sпред		Н/мм2
Шестерня Колесо	40х 40х	125 80	У У	285,5 248,5	900 790	410 375	580,9 514,3	220,6 191,97

3.3. Определение межосевых расстояний

,

где К=49,5 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

и=5.53 – передаточное число редуктора;

Т₂ =688,8– вращающий момент на тихоходном валу редуктора,;

– коэффициент ширины венца для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

=514,3– среднее допускаемое контактное напряжение,Н/мм²;

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев.

мм;

мм.

1. Определяем модуль зацепления т,мм:

,

где- вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

мм– делительный диаметр колеса;

мм– ширина венца колеса;

=191,97 - опускаемое напряжение изгиба материала колес с менее прочным зубом,Н/мм²;

мм.

Округляя, получаем мм.

2. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса :

.

3. Определяем число зубьев шестерни :

4. Определяем число зубьев колеса :

.

5. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонениеот заданного:

;.

6. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач,мм:

мм.

7. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм Диаметр впадин зубьев мм Ширина венца мм	d2=372,5 da2=377,5 df2=366,5 b2=60	d1=67,5 da1=72,5 df1=61,5 b1=63