Розрахунок циліндричного одноступінчатого косозубого редуктора.

Номінальна потужність, що передається шестернею N₁=7,36кВт;

частота обертання шестерні n₁ = 695 об/хв;

передаточне число u = 6,3;

крутні моменти

=643,52 Н∙м

Н∙м

1. Вибір матеріалу і призначення термообробки.

Обираємо для шестерні і для колеса сталь 45 (поковка);

термообробка – покращення (3,табл.22.4).

Для шестерні при радіусі заготовки до 100 мм:

Для колеса при радіусі заготовки до 300 мм:

2. Визначення допустимих напружень.

   1. Допустимі контактні напруження .

Визначаються за формулою

,

де ─ базова границя контактної витривалості поверхні зубці, що відповідає базовій кількості циклів зміни напружень.

S_H ─коефіцієнт безпеки, для зубців з однорідною структурою матеріала S_H=1,1.

Z_R─ коефіцієнт, що враховує шорсткість спряжених поверхонь, для шорсткості поверхні =1,25 мкм Z_R = 1.

Z_V ─ коефіцієнт, що враховує колову швидкість , Z_V = 1,0.

─коефіцієнт довговічності,враховує вплив терміну служби:

,

─ показник степеня кривої втоми, для коліс із твердістю поверхні зубців H < 350 HB =6 ;

─ базове число циклів зміни напружень

(1 ,стор.70,рис.3,16)

─ еквівалентне число циклів навантаження зубців за термін служби передачі :

де n ─ частота обертів вала шестерні, n=550 об/хв

циклів

, тому приймаємо коефіцієнт довговічност K_HL = 1.

Визначаємо допустимі контактні напруження для шестерні та колеса :

В якості розрахункового допустимого напруження використовуєм

Допустиме граничне контактне напруження :

МПа

2. Визначення допустимих напружень згину.

,

де ─ границя витривалості зубців при згині, що відповідає базовому числу циклів зміни напружень :

─ коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього прикладення навантаження , для нереверсивної передачі ,

─ коефіцієнт довговічності , =1,0

─ коефіцієнт безпеки ,

Y_S ─ коефіцієнт, що враховує чутливість матеріала до концентрації напружень Y_S=1.

Y_R ─ коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідних поверхонь зубців Y_R=1,0.

Допустимі напруження згину для зубців шестерні та колеса :

Граничні допустимі напруження згину ( 3 , 22.35):

3. Проектний розрахунок передачі.

Попередньо визначаємо величини, необхідні для розрахунку :

• Приблизна швідкість зубчастих коліс:

При даній швидкості необхідний ступінь точності передачі – 7-й.

• Коефіцієнт ширини вінця попередньо приймаємо

(за рекомендацією ГОСТ 12289-76)

• Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця визначаємо за графіком на рис 23.8 (2, стор.298)

• Допоміжний коефіцієнт для сталевих косозубих коліс :

Мінімальна міжосьова відстань передачі: мм

Приймаємо за СТ СЭВ229-75 мм

Кут нахилу лінії зубців попередньо беремо :

Приймаємо =19 ,

Обираємо =120, тоді фактичне передаточне число

Модуль зубців:

Приймаємо за СТ СЭВ267-76 m_n = 2.25мм.

Зовнішня конусна відстань

Робоча ширина зубчастого вінця

Перевіряємо виконання умови

Приймаємо b=40.0 мм

Зовнішній ділильний діаметр шестерні :

Середній ділильний діаметр шестерні :

мм

Середній коловий модуль :

Середній нормальний модуль зачеплення :

приймаємо середній кут нахилу зубця

Середній ділильний діаметр колеса :

• Коефіцієнт торцевого перекриття .