2.5 Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂

НВ₁= НВ₂+(20-50) (2.4)

2.5.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендациям выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью 350НВ (НВ350). Принимаем материал: для колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость сердцевины – 235НВ, твердость на поверхности – 261НВ.

НВ_ср.=(235+261)/2=248

Для шестерни – 40Х, термообработка – улучшение, твердость сердцевины – 268НВ, твердость на поверхности – 302НВ.

НВ_ср.=(268+302)/2=285

НВ₁=285> НВ₂=248 на 37 единиц, т.е. условие (2.4) выполняется.

2.5.2 Определение допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба

Определяем величину допускаемых напряжений в зависимости от твердости:

=1,8НВ_ср+67Н/мм² (2.5)

Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности К_НL=1, получаем:

= К_НL

₌ К_НL∙ (2.6)

= 1∙1,8∙248+67=514МПа

В качестве расчетных допускаемых напряжений принимаем:

(2.7)

=0,45(580+514)=493Н/мм²

Определяем допускаемое напряжение изгиба в зависимости от НВ_ср

=1,03НВ_ср (2.8)

Учитывая, что срок службы привода 3 года, принимаем коэффициент долговечности К_FL=1, тогда:

(2.9)

(2.10)

2.5.3 Определяем межосевое расстояние редуктора

a= K (2.11)

где K= 49,5 - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;

- коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния равен 0,25.

Принимаем: K =1

Т₃ =312,5

U_ред=2,41

=493Н/мм²

a=49,5∙ (2,41 + 1)=162,04мм

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 и окончательно принимаем a=160мм.

2.5.4 Определяем нормальный модуль зацепления

m=(0,010,02) a (2.12)

m=(0,010,02)160=1,63,2

Принимаем стандартное значение 2 мм.

2.5.5 Определяем число зубьев шестерни z₁, приняв β=0, cos β=1

z₁= (2.13)

z₁=(2∙160∙1)/(2∙3,41)≈47

z₂= z₁∙u (2.14)

z₂=47∙2,41≈113