2.Расчет зубчатой передачи
2.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки
Выбор материала зубчатых колес обусловливается необходимостью обеспечения достаточной контактной и изгибной прочности зубьев.
Основным материалом для изготовления зубчатых колес силовых передач служит легированная или углеродистая стали.
Стальные зубчатые колеса, как правило, подвергают термообработке: закалке, улучшению, нормализации, регламентирующихся различными температурными режимами и способами охлаждения. В зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев после термообработки зубчатые колеса можно условно разделить на 2 группы:
1.Колеса с твердостью £ 350 НВ (подвергаются нормализации или улучшению).
2.Колеса с твердостью > 350 НВ (закалка, цементация - закалка, азотирование).
Критерий выбора: если мощность двигателя до 5 кВт, то назначают марку стали Ст 45 с твердостью 167 НВ ÷ 350 НВ.
Если твердость рабочих поверхностей зубьев колеса меньше 350 НВ, то в целях выравнивания долговечности зубьев, шестерни и колеса, ускорения их приработки и повышения сопротивляемости заеданию, твердость зубьев шестерни всегда назначается больше твердости зубьев колеса на 20 ÷ 50 НВ.
Для шестерни берем Ст 45 и твердость 250 НВ, для колеса - Ст 45 и твердость 200 НВ. Принимаем значение предела прочности sв = 780 МПа, предела текучести sт = 440 МПа (для шестерни значения 590 и 300 соответственно), (стр.6 из [2])
2.2 Определение допускаемых напряжений
2.2.1 Допускаемое контактное напряжение определяется раздельно для шестерни и колеса по формуле:
Где sн · lim b - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа.
Sн - коэффициент безопасности.
КНL - коэффициент долговечности.
КНL = 1; Sн = 1,1.
sH2 ·lim b = 2×НВ + 70 = 2×250 + 70 = 570 (МПа);
sH2 ·lim b = 2×НВ + 70 = 2×200 + 70 = 470 (МПа). (стр. 7,8 из [2])
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса равны:
[sH1] = (570/1,1)*1 = 518 (МПа);
[sH2] = (470/1,1)*1 = 427 (МПа).
Для шевронной передачи за допускаемое контактное напряжение принимают условное допускаемое напряжение:
[sH] = 0,45*(518 + 427) = 425 (МПа).
2.2.2 Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле:
Где sH · lim b - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа.
SF - коэффициент безопасности при изгибе.
КFL - коэффициент долговечности при изгибе.
КFL = 1; SF = 1,75. (стр.8 из [2])
sF1 · lim b = 1,8*250 = 450 (МПа)
sF2 · lim b = 1,8*200 = 360 (МПа). (стр.8 из [2])
[sF1] = 450/1,75 = 257 (МПа)
[sF2] = 360/1,75 = 205 (МПа).
2.3 Предварительный выбор угла наклона зубьев для шевронной передачи
Применяемые в мощных редукторах шевронные зубчатые колеса не передают на подшипники осевые нагрузки, поэтому для них можно принимать β=25…40۫ . Выбираем угол наклона 30۫. (стр.9 из [2])
2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес
Значения коэффициента ширины зубчатых колес Ybd выбирают в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала и твердостью рабочих поверхностей зубьев.
Для наших условий (твердость поверхности зубьев меньше 350НВ, симметричное расположение зубчатых колес относительно опор) принимаем значение Ybd = 1,2. (стр.9 из [2])
2.5 Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость
2.5.1Определяем предварительное значение начального диаметра шестерни по формуле:
где Кd - вспомогательный коэффициент (для шевронной передачи 675 МПа1/3);(стр.10из[2])
КНВ определяется по графику на основании схемы передачи, Ybd и твердости зубьев (равен 1,08).
dw1=675• 
2.5.2 Находим нормальный модуль зацепления:
m = 0,0075*(4,18+1)*40=1,5 (мм).
m =1,5 (мм).
Чтобы для изготовления зубчатых колес можно было применить стандартный зуборезный инструмент, значение принятого нормального модуля должно соответствовать ГОСТ 9563-60.(стр. 10 из [2])
Принимать модуль меньше 1,5 нежелательно, т.к. существует опасность разрушения при перегрузках, снижение несущей способности передачи в результате износа.
2.5.3 Межосевое расстояние передачи определяем по формуле:
Для обеспечения технологичности корпуса аw рекомендуется принимать равным ближайшему большему из следующих значений: 40,50,63,80,100,125,140,160,180,200,225,280,315,355,400мм.
аw = (40/2)*(4,18+1)=102 (мм);
Следовательно, принимаем значение 125 мм.(стр. 12 из [2])
2.5.4 Суммарное число зубьев z равно:
zсум = (2*125*0,866)/1,5 = 144;
2.5.5 Число зубьев шестерни равно:
z1 = 144/4,18+1 = 28.
2.5.6 Число зубьев колеса равно:
z2 = 144-28=116.
2.5.7 Фактическое значение передаточного числа вычисляем по формуле:
Uф = 116/28=4,14.
2.5.8 Определяем действительный угол наклона зубьев в градусах и минутах:
β = arccos· (116*1,5+28*1,5)/(2*125)=30˚14’.
2.5.9 Находим начальные диаметры зубчатых колес:
dw1 = (1,5*28) / 0,864 = 47 (мм).
dw2 = (z2*m) / соs β;
dw2 = (1,5*116) / 0,864 = 201 (мм).
Проверка: aw = (dw1 + dw2)/2 = 124 (мм). (2.15.)
У передачи без смещения начальные и делительные окружности совпадают, т.е. dw1 = d1 и dw2 = d2.
2.5.10 Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни:
da1 = 47+2*1,5=54 (мм).
da2 = d2 +2*m;
da2 = 201+2*1,5=204 (мм).
2.5.11 Находим диаметры впадин зубьев:
df1 = 47 – 2,5*1,5 = 45 (мм).
df2 = (d2-2,5*m);
df2 = 116 - 2,5*1,5= 192 (мм).
2.5.12 Определяем рабочую ширину зубчатого венца:
Рабочая ширина зубчатого венца равна ширине венца колеса.
bw2 = 1.2*47 = 58,33 » 60(мм).
Ширина венца шестерни принимаем на 2 ÷ 4 мм больше, чем венца колеса:
bw2 = 60 + 3 = 63 (мм).
2.6 Определение окружной скорости зубчатых колес.
u = (3,14*47*720)/60000 = 1,8 (м/с)
2.7 Выбор степени точности зубчатых колес
Степень точности выбирается в зависимости от окружной скорости. Следовательно, для наших данных выбираем степень точности не ниже 9 (передача общего машиностроения).(стр. 13 из [2])
2.8 Проверочные расчеты зубчатой передачи