3. Расчет зубчатой передачи

3.1. Выбор материала и расчет допустимых напряжений.

3.1.1 По таблице 3.12 [1] выбираем характеристики материала. Твердость колеса должна быть на 30-40 единиц НВ меньше твердости шестерни.

№	Параметры	Шестерня	Колесо
1	Марка стали	Сталь 40Х	Сталь 45
2	Твердость сердцевины	245 НВ	200HB
3	Твердость поверхности	58HRC	50HRC
4	Термообработка	Закалка ТВЧ	Нормализация
5		800 Мпа	450 МПа
6		1000 МПА	750 МПа

3.1.2. Определяю допустимые напряжения изгиба для шестерни

=343 МПа

=600 МПа -предел выносливости материала (отвечает базовому количеству циклов нагружения)

- Коэффициент безопасности

- Коэффициент, который учитывает способ получения заготовки

- Коэффициент, который учитывает обработку переходной кривой

- Коэффициент чувствительности материала к концентраторам напряжений

– Коэффициент, который учитывает характер приложения нагрузки. При отсутствии реверса =1,0

=1,0 - Коэффициент долговечности

3.1.3. Определяю допустимые напряжения изгиба для колеса.

=206 МПа

3.1.4. Определяю допустимые напряжения изгиба для шестерни при действии максимальных усилий.

МПа

3.1.5. Определяю допустимые нагрузки для колеса при действии максимального усилия:

МПа

= 4.8НВ=960 Мпа S _FM1=S _FM2=1.75

3.1.6. Определяю допустимые контактные нагрузки для шестерни:

=978 МПа

=17HRC+200 = 1186 МПа- предел контактной выносливости материала

- коэффициент долговечности

- коэффициент безопасности

- коэффициент, который учитывает шероховатость поверхности

- коэффициент, который учитывает окружную скорость передачи.

3.1.7. Определяю допустимые контактные напряжения для колеса:

=372 Мпа

S_H2=1.2; Z_R=0.95; K_HL2=1.0; Z_v=1.0;

3.1.8. Допустимые контактные напряжения

Принимаем Мпа

3.2 Проектный расчет зубчатой передачи.

3.2.1 Исходные данные берем из таблицы №1 столбец «Вал І»

N₁ = 1,98 кВт; n₁ = 520 об/мин; T₁ = 34,9 Hм; = 4,0 .

3.2.2 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

3.2.3 Определяю ориентировочно окружную скорость:

м/с

3.2.4 Принимаю коэффициент ширины венца

3.2.5 Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, берется по рисунку 3.14 [1]

3.2.6 – коэффициент динамичности, определяется по таблице 3.16 методом

интерполяции

3.2.7 Z_M=275 МПа^1/2 – коэффициент, который учитывает механические свойства материала:

3.2.8 Z_H=1,76cos =1,76 – коэффициент, который учитывает форму сопрягаемых колес.

3.2.9 Принимаем количество зубъев шестерни Z₁=21, тогда Z₂=Z₁U_З=84 принимаем Z₂=85

3.2.10 - коэффициент, который учитывает суммарную длину контактных линий

3.2.11 Определяю приближенное значение коэффициента торцового перекрытия В первом приближении

3.2.12 Подставляю полученные значения в исходную формулу и определяю минимальный диаметр начальной окружности шестерни:

3.2.11. Определяю модуль зацепления в первом приближении:

Полученный результат округляю в большую сторону к ближайшему стандартному значению по табл. 9  1 , m=2,5 мм

3.2.12

Определяю ширину венца мм

В результате проведения проектировочного расчета получаем:

Z₁ = 21 m = 2,5 мм Z₂ = 85 b = 55 мм