V Этап: Расчет цилиндрической (косозубой) передачи

1) Материалы зубчатых колес.

Желая получить ограниченные габариты редуктора, по табл. 9.2 для зубчатых колес выбираем одну и ту же марку стали 40ХН, но с различной термообработкой: для шестерни – улучшение паковки и закалка ТВЧ поверхности зубьев до твердости 49…54 HRC_э, σ_т = 750 Н/мм², предлагаемый диаметр заготовки D ≤ 200 мм; для колеса улучшенная паковка с твердостью 269…302 HB₂, σ_т = 750 Н/мм², предполагаемая ширина заготовки S = 125 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни – 51 HRC_э (≈ 510 HB₁); колесо – 285 HB₂. При этом обеспечивается требуемая разность твердостей HB₁ – HB₂ = 510 – 285 = 225 > 80

2) Допускаемые контактные напряжения по формуле: [σ_н] = · K_HL

Для материала зубьев шестерни применяем сквозную закалку нагревом ТВЧ (предполагая модуль m < 3 мм); σ_но = 17 HRC_э + 200; [S_н] = 1,2 и K_HL = 1. Для материала зубьев колеса: σ_но = 2HB + 70; [S_н] = 1,1 и K_HL = 1

[σ_н]₁ = · K_HL = · 1 = 889 Н/мм².

[σ_н]₂ = · K_HL = · 1 = 582 Н/мм².

Среднее допускаемое контактное напряжение:

[σ_н] = 0,45 · ([σ_н]₁ + [σ_н]₂) = 0,45 · (889 + 582) = 662 Н/мм².

При этом условии [σ_н] = 662 Н/мм². < 1,23 [σ_н]₂ = 1,23 · 582 =716 Н/мм². => условие соблюдается.

3) Допускаемое напряжение изгиба по формуле: [σ_F] = · K_FC · K_FL

Для материала зубьев шестерен: σ_FO = 550 Н/мм²; [S_F] = 1,75; K_FC = K_FL = 1. Для материала зубьев колеса: σ_FO = 1,8 HB₂; [S_F] = 1,75; K_FC = K_FL = 1

[σ_F]₁ = · 1 · 1 = 314 Н/мм².

[σ_F]₂ = · 1 · 1 = 293 Н/мм².

4) Расчетные коэффициенты

Принимаем Ψ_а = 0,4, как для симметрично расположенных колес и коэффициент K_нβ = 1, как для прирабатывающихся колес (твердость колеса 285 HB_2­, нагрузка постоянная)

5) Межосевое расстояние передачи:

a_w = 43 · (u_ред + 1) = 43 · 3 = 124,2 мм. = 125 мм. (По стандартному ряду)

6) Ширина зубчатого венца:

колеса: b₂ = Ψ_а · a_w = 0,4 · 125 = 50 мм.

шестерни: b₁ = 1,12 · b₂ = 56 мм.

7) Нормальный модуль зубьев:

m_n ≥ = = 1,7 мм = 1,75 мм (по ст. ряду)

8) Минимальный угол наклона зубьев:

= 4 · = 4 · = 0,14=>

= 8° 2'

9) Суммарное число зубьев:

Z_Σ = 2a_w · = 250 · = 141,4 = 142 (По стандартному ряду)

10) Фактический угол наклона зубьев:

= = = 0.994 =>

= 6° 16'

11) Число зубьев шестерни и колеса:

Z₁ = = = 25.81 = 26 шт.

Z₂ = Z_Σ - Z₁ = 142 – 26 = 116 шт.

12. Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного

12. Основные геометрические размеры передачи.

Делительные параметры:

Уточняем межосевое расстояние

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса:

12. Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса S:

заготовка колеса монолитная. Условия пригодности заготовки колес выполяются.

12. Окружная скорочть колес и степень точности передачи:

по табл. 9.1 для уменьшения динамической нагрузки выбираем 8-ую степень точности.

12. Силы в зацеплении: окружная сила

радиальная сила

осевая сила

12. Принимаем расчетные коэффициенты:

12. Расчетное контактное напряжение по формуле (9.27)

Контактная прочность зубьев обеспечивается

12. Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле

Коэффициент формы зуба Y_­F: шестерни Y_­F1=3,88

колеса Y_­F2=3,6

12. Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб по формуле (9.32):

шестерня

колесо

Прочность зубьев шестерни оказалась ниже прочности колеса

, поэтому проверочный расчет передачи колеса на изгиб надо выполнять по зубьям шестерни.

12. Принимаем коэффициенты: ; коэффициент, учитывающий наклон зуба

12. Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зуба шестерни по формуле (9.34):

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается