4. Расчет зубчатых колес редуктора.

4.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 30ХГС, термическая обработка-улучшение, твёрдость HB 260; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твёрдость HB 200.

4.2 Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

,

где K_a=43-косозубых колёс;

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 (стр.36 пункт принимаем a_ = 160 мм.

4.3 Нормальный модуль

принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n=2,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев.

4.4 Число зубьев шестерни

;

принимаем z₁=31 тогда z₂= z₁·u=30·3,15=95.

4.5 Уточняем значение угла наклона зубьев:

cos ß= ;

угол β=10.

4.6 Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные

d₁= мм;

d₂= мм;

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

мм;

мм;

Ширина колеса и шестерни

мм;

b₁ = b₂+5мм=69 мм;

4.7 Коэффициент ширины шестерни по диаметру

4.8 Окружная скорость колёс

м/с.

Степень точности передачи: для косозубых колёс при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

4.9 Коэффициент нагрузки

K_H=K_Hβ·K_Hα·K_Hυ

При ψ_bd=1,57, твёрдости HB<350 и несимметричном расположении колёс коэффициент

K_Hβ≈1,22

При υ=2,19 м/с и 8-й степени точности коэффициент

K_Hα≈1,07

Для косозубых колёс при скорости менее 5 м/с коэффициент

K_Hυ=1,0

Таким образом, K_H=1,22·1,07·1,0=1,3054.

4.10 Проверить контактные напряжения.

где σ_{Нlim b}- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

σ_{Нlim b}=2HB+70;

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем ;

Коэффициент безопасности [S_H]=1,10.

для шестерни МПа;

для колеса МПа;

Тогда расчётно-допускаемое контактное напряжение

МПа;

Требуемое условие выполнено.

Условие прочности выполнено.

4.11 Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая F_a=F_t·tgβ=3316·tg10=585H

4.12 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

;

Коэффициент нагрузки (см. с. 42)

При ψ_bd=1,57, твёрдости HB<350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор коэффициент

K_Fβ≈1,45 (по табл. 3.7. стр. 43).

Для косозубых колёс 8-й степени точности и скорости до 8 м/с коэффициент

K_Fυ≈1,25

4.13 Коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного числа зубьев (пояснения к ф. 3.25).

у шестерни ;

у колеса ;

Коэффициенты Y_F1=3,8 и Y_F2=3,6

4.14 Определяем коэффициенты и .

;

;

где средние значения коэффициента торцового перекрытия степень точности n=8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют:

.

Для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

Для шестерни σ⁰_Flimb=1,8·260=468 МПа;

для колеса σ⁰_Flimb=1,8·200=360 МПа.

Коэффициент безопасности [S_F]= [S_F]΄ [S_F]΄΄

для стали 45 улучшенной; коэффициент для поковок и штампов. Следовательно,

4.15 Допускаемы напряжения:

для шестерни [σ_F1]= МПа;

для колеса [σ_F2]= МПа;

4.16 Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдём эти отношения:

для шестерни

для колеса МПа;

4.17 Проверку на изиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.