3. Розрахунок зубчастої циліндричної передачі

Так як у завданні не має особистих вимог по відношенню до габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками (табл. 3.3). Для шестерні: сталь 45, термообробка - поліпшення до твердості HB 230; для колеса: сталь 45, термообробка - поліпшення до твердості HB 200.

3.1 Допустима дотична напруга

(3.1)

_Hlimb – межа дотичної витривалості при базовому числі циклів (табл. 3.2)

_Hlimb=2НВ+70

k_HL – коефіцієнт довговічності, при числі циклів навантаження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймаємо k_HL=1

– коефіцієнт безпеки, для коліс з поліпшеної та нормалізованої сталі

Приймаємо допустиму дотичну напругу по колесу

Н/мм²

Обертаючий момент на валу шестерні

Обертаючий момент на валу колеса

3.2 Знаходимо міжосьову відстань з умов дотичної витривалості активних поверхонь зубів

(3.2)

К_Н- коефіцієнт концентрації навантаження, визначаємо за таблицею табл. 3.1, К_Н=1,15

Приймаємо коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані

Найближче стандартне значення а_=125 мм

3.3 Нормальний модуль зачеплення

2,8 мм



(3.3)

Приймаємо m_n=2,1 мм

3.4 Визначаємо числа зубців шестерні і колеса, приймаючи заздалегідь кут нахилу зубців =10°.

(3.4)

Приймаємо z₁=24,6

Тоді z₂= z₁^.U =24,6 ^. 4 = 98,4 (3.5)

3.5 Уточнюємо значення кута нахилу зубців:

(3.6)

12,58

3.6 Основні розміри шестерні та колеса

Діаметри ділильні

(3.7)

(3.8)

3.7 Перевіряємо правильність підрахунку

125 мм

(3.9)

3.8 Діаметри вершин зубців

d_a1=d₁+2m_n= 49+22=53 мм (3.10)

d_a2=d₂+2m_n=201+22=205 мм (3.11)

3.9 Діаметри западин

d_f1=d₁ –2.5m_n=49 - 2.52 = 44 мм (3.12)

d_f2=d₂ –2.5m_n=201 - 2.52 = 196 мм (3.13)

3.10 Ширина колеса

b₂=_ba a_=0.25 ^.125=31 мм (3.14)

3.11 Ширина шестерні

b₁= b₂+5=31+5=36 мм (3.15)

3.12 Знаходимо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

(3.16)

3.13 Знаходимо швидкість коліс та ступінь точності передачі

(3.17)

3.14 При такій швидкості слід приймати 8-у ступінь точності

3.15 Перевірка дотичної напруги за формулою

(3.18)

3.16 Коефіцієнт навантаження (3.19)

По табл. 3,5, при , НВ<350 і симетричному розташуванні коліс К_Н=1,03

По табл. 3,4, при v=1.29 м/с і 8-у ступені точності

По табл. 3,6, для косозубчастих коліс при v<5 м/с

Н/мм² <[σ]=408Н/мм²

3.17 Недовантаження передачі дорівнює

% <10%

що, э допустимим

3.18 Сили, діючі у зачепленні

Колове зусилля:

(3.20)

Радіальне зусилля:

(3.21)

Осьові зусилля:

F_а= F_{t ·}tn = 1289,7  tan12,58=287,8 Н. (3.22)

3.19 Перевіряємо зубці на витривалість по напругам вигину

(3.23)

Коефіцієнт навантаження

По табл. 3.7, при , НВ<350 і симетричному розташуванні коліс відносно опор К_F=1,07

По табл. 3.8, при v<3 м/с

(3.24)

- коефіцієнт, враховуючий форму зубця та залежність від еквівалентного числа зубців

у шестерні

(3.25)

у колеса

(3.26)

За ДСТУ 21354-75 Y_F1=3.9 і Y_F2=3.6

3.20 Допустима напруга

За табл. 3.9, для поліпшеної сталі 45 при НВ<350

для шестерні ⁰_{F lim b1}=1,8НВ=1,8·230=414 Н/мм² (3.27)

для колеса ⁰_{F lim b2}=1,8НВ=1,8·200=360 Н/мм² (3.28)

- коефіцієнт безпеки

- табл. 3.9

- для відливок

(3.29)

Допустима напруга

для шестерні Н/мм² (3.30)

для колеса Н/мм² (3.31)

Знаходимо відношення

для шестерні

(3.32)

для колеса Н/мм² (3.33)

Далі розрахунок ведеться для меншого відношення