2. Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы для шестерни и колеса. Для шестерни по таблице 3.3[1] принимаем сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость HB 230, для колеса принимаем сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость HB 200.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.8[1])
,
где
-
предел контактной выносливости при
базовом числе циклов.
По таблице 3.2[1] для углеродистых сталей с твердостью HB<350 и термической обработкой (улучшение) =2HB+70;
-
коэффициент долговечности.
При наработке, большей
базового числа циклов принимаем
коэффициент долговечности
=1.
Коэффициент
безопасности
принимаем
.
Расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10[1])
=0,45·(482+428)=410
МПа.
Межосевое расстояние по формуле (3.7[1])
,
где
-
для косозубых колес;
- коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца
(принимаем предварительно при симметричном
расположении колес относительно опор
по таблице 3.1 [1]
=1,1);
- коэффициент ширины зубчатого венца
(для косозубых колес
).
Принимаем =0,4.
Принимаем ближайшее
значение по ГОСТ 2185-66
180
мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
∙180=1,8...3,6
мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=3 мм.
Принимаем предварительно
угол наклона зубьев
.
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
Принимаем
=118.
Число зубьев шестерни
Принимаем
=20.
Число зубьев колеса
=118-20=98.
Уточняем передаточное
число
.
Отклонение от заданного
,что
меньше 4 %.
Уточненное значение угла наклона зубьев
;
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные
Проверка:
Диаметры вершин зубьев
Ширина колеса
,
принимаем b2=56 мм.
Ширина шестерни
мм=56+4 мм=60 мм.
Коэффициент ширины
шестерни по диаметру
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости назначаем 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки
,
где
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца;
- динамический коэффициент.
По [1], таблица 3.4 при
скорости v=4,7 м/с и 8-й степени точности
1,09;
по [1], таблица 3.5 при
0,98,
твердости HB<350 и симметричном расположении
колес
1,04;
по [1], таблица 3.6 при v=4,7 м/с
1.
Проверка контактных напряжений
Недогруз составляет (375,2-410)/410·100%=8,5 % (допускается до 10%).
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
;
радиальная
;
осевая
=2376·tg10,480=439
Н.
Коэффициент нагрузки
,
где
- коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине зуба;
- динамический коэффициент.
По [1], таблица 3.7 при
=0,98,
твердости HB<350 и симметричном расположении
колес
=1,1.
По [1], таблица 3.8 при 8-й степени точности и скорости v=4,7 м/с =1,3.
Эквивалентные числа зубьев:
у шестерни
у колеса
При этом
4,07
и
3,64.
Допускаемые напряжения при изгибе
,
где
- предел выносливости, соответствующий
базовому числу циклов, МПа;
- коэффициент безопасности (принимаем
).
Принимаем по [1], таблица
3.9
.
Для
шестерни
=1,8·230=415
МПа, для колеса
=1,8·200=360
МПа.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
МПа
для колеса
206
МПа
Находим отношение
:
для шестерни
для колеса
.
Дальнейший расчет ведем для колеса.
Определим коэффициенты
и
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
