2. Расчет зубчатых колес редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120мм).

По табл. 3.3 [1] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твердостью НВ 210; для колеса сталь 45 с твердостью НВ 190.

По табл. 3.2 [1] принимаем для колеса предел контактной выносливости

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности К_HL=1.

Примем коэффициент безопасности [S_H] = 1,15.

Коэффициент при консольном расположении шестерни =1,35 (табл. 3.1 [1,с.32]). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию (ГОСТ 12289-76 [1,с.49]).

Внешний делительный диаметр колеса

;

Для прямозубых передач К_d=99, передаточное число u=2,24.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

d_e2=160мм. [1, c. 49].

Число зубьев шестерни выберем из интервала 18÷32. Число зубьев шестерни примем

z₁=25.

Число зубьев колеса

Отклонение от заданного (2,24-2,24) ·100%/2,24=0%, что меньше установленных ГОСТ12289-76 допустимых 3%.

Внешний окружной модуль [1, c. 50]

Уточняем значение d_e2

d_e2=m_ez₂=2,857·56=159,992(мм).

Отклонение от стандартного значения (160 - 159,992) ·100%/160=0,005%, что меньше допустимых 2%.

Углы делительных конусов

Внешний делительный диаметр шестерни

Внешнее конусное расстояние R_е и длина зуба b:

Принимаем b=25(мм).

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

Средний делительный диаметр шестерни

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

Для конических передач назначают обычно 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

По табл. 3.5 [1,с.39] при консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, = 1,15, см. табл. 3.6 [1,с.40].

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, , см. табл. 3.4 [1,с.39].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при см. табл. 3.4 [1,с.39].

Таким образом,

Проверяем контактное напряжение:

Силы в зацеплении:

окружная

радиальная шестерни, равная осевой для колеса,

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Коэффициент нагрузки

При консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ<350 значения

По табл. 3.8 [1,с.43] при твердости НВ<350, скорости = м/с и 7-й степени точности

Итак,

Y_F -коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев [1,с.42]:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1=3,9; Y_F2=3,6.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 [1,с.44] для стали 45 улучшенной при твердости НВ<210

Для шестерни

для колеса

Коэффициент запаса прочности [S_F]=[S_F]’[S_F]’’. По табл. 3.9 [1] [S_F]’=1,75; для поковок и штамповок [S_F]’’=1. Таким образом,

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни (МПа);

для колеса

Для шестерни отношение

для колеса

Проверяем зуб колеса:

=0,85 -опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической