3.1. Выбор материала колес зубчатой передачи.
Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из условий совершенствования редукторостроения является повышение контактной прочности активных поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой (червячной) передачи, а это повышает ее технический уровень. В условиях индустриального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяются зубчатые колеса (червяки) с твердостью материала Н≤350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность в изготовлении и хорошая прирабатываемость зубьев.
Материал для шестерни и колеса выбираем по таблице 3.1 [ист. _ стр. 52], при условии, что данная передача выполнена с круговым зубом, что способствует уменьшению уровня шума при работе редуктора, а так же обеспечивает более высокую плавность хода.
Шестерня: Сталь 35ХМ 262…302 НВ
Колесо: Сталь 40ХН 235…269 НВ
Термообработка для шестерни улучшение + закалка ТВЧ.
Термообработка для колеса - улучшение.
2. Определяем коэффициенты долговечности:
при 
при 
Где 
закладываемый при проектировании рабочий ресурс привода.
Определяем коэффициент долговечности шестерни:
Определяем коэффициент долговечности колеса:
3. Определяем допускаемые контактные напряжения:
Шестерня:
Колесо:
4. Определяем допускаемое напряжение изгиба:
Шестерня:
Колесо:
3.2. Проектный расчет.
Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары.
1. Определяем главный параметр передачи – внешний делительный диаметр колеса:
где
КНβ = 1,1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.
ӨН = 1,85 – коэффициент вида конических колес.
Тогда
Полученное значение округляем до стандартной длины по таблице 13.15 [ист. 4 стр. 326].
2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:
3. Определяем внешнее конусное расстояние:
4. Определяем ширину венца шестерни и колеса:
где
ψR = 0,285 – коэффициент ширины венца колеса:
Округляем до стандартного значения по таблице 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 20.
5. Определяем внешний окружной модуль зубчатой передачи:
где
КFβ = 1,08 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.
θF = 1 – коэффициент вида конических колес.
Тогда
Принимаем 
6. Определяем число зубьев колеса и шестерни:
7. Определяем фактическое передаточное отношение и проверяем его отклонение:
8. Определяем действительные углы конусов шестерни и колеса:
9. По таблице 4.6 [ист. 4 стр.71] определяем коэффициенты смещения:
10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса:
Делительный диаметр:
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин зубьев:
11. Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:
3.3. Проверочный расчет.
Проверочный расчет должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете, а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры передачи и повторить проверку.
1. Проверяем контактные напряжения:
где
Окружная сила в зацеплении:
КНα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
КНυ = 1,08 – коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при v = 0,5ω3d2 = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.
Тогда
Передача удовлетворяет условиям контактной прочности.
2. Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса:
где
КFα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
КFυ = 1,07 – коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при v = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.
YF2 – коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.
где
β =35° – угол наклона зубьев.
Yβ = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба.
Тогда:
3. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни:
где
YF1 – коэффициент формы зуба шестерни. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни.
Тогда:
Полученные при расчете данные заносим в таблицу.
| Проектный расчет | |||||||
| Параметр | Значение | Параметр | Значение | ||||
| Внешнее конусное расстояние | 144,3 мм | Внешний делительный диаметр шестерни колеса | 69 мм 279 мм | ||||
| Внешний окружной модуль | 3 мм | Внешний диаметр окружности вершин шестерни колеса | 75 мм 279,88 мм | ||||
| Ширина зубчатого венца | 42 мм | Внешний диаметр окружности впадин шестерни колеса | 64,5 мм 280,7 мм | ||||
| Число зубьев шестерни колеса | Средний делительный диаметр шестерни колеса | 59,1 мм 239,1 мм | |||||
| Угол делительного конуса шестерни колеса |
| Передаточное отношение | 4,04 | ||||
| Проверочный расчет | |||||||
| Параметр | Допускаемые значения | Расчетные значения | Примечания | ||||
| Контактные напряжения | 514 Н/ мм2 | 479 Н/ мм2 | |||||
| Напряжения изгиба зубьев шестерни колеса | 268 Н/ мм2 248,5 Н/ мм2 | 86 Н/ мм2 83,6 Н/ мм2 | |||||