Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механи­ческими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка − улучшение, твердость НВ 230; для колеса − сталь 45, термическая обработка − улучшение, но твердость на 30 единиц ниже − НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1, гл III] для углеродистых сталей с твер­достью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической об­работкой (улучшением) = 2НВ + 70;

K_HL − коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуа­тации редуктора, принимают K_HL = 1.

− коэффициент безопасности, =1,1.

Для шестерни

для колеса

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение вычислим по формуле (3.10) [1, гл. III]

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

= 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие 1,23 выполнено.

Коэффициент К_нβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше реко­мендуемого для этого случая, так как со стороны ременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную дефор­мацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Прини­маем предварительно по табл. 3.1 [1], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_нβ = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) [1, гл. III]

где для косозубых колес К_a = 43.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w = 125 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0,01 ÷ 0,02) a_w = (0,01 ÷ 0,02)∙125 = 1,25 ÷ 2,5 мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса по формуле (3.16) [1]:

Принимаем z₁ = 31; тогда z₂ = z₁ ∙ u = 31 · 4 = 124.

Уточненное значение угла наклона зубьев

Тогда угол β = 14°.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n=50+2·2=54мм;

d_a2=d₂+2m_n=200+2·2=204мм;

ширина колеса ;

ширина шестерни .

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643−81.

Коэффициент нагрузки K_H = K_Hβ K_Hα K_Hυ

Значения К_Нβ определяем по табл. 3.5 [1]; при = 1,06, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи К_Нβ 1.

По табл. 3.4 [1] при υ = и 8-й степени точ­ности К_Нα 1,06.

По табл. 3.6 [1] для косозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем K_нυ = 1. Таким образом, К_H = 1 ·1,06 · 1 = 1,06.

Проверка контактных напряжений по формуле:

= 410 Мпа;

Силы, действующие в зацеплении, определяем по формулам:

Окружная

радиальная

осевая .

нагрузка на ведущий вал, создаваемая клиноременной передачей: