2.1.4 Определение сил, действующих в зацеплении

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная ;

- радиальная ; ;

- осевая ; .

2.2 Расчет цилиндрической быстроходной зубчатой передачи

2.2.1 Выбор материала зубчатых колёс, назначение упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений

Шестерня – сталь 40ХН, термообработка – закалка, твёрдость 45HRC; колесо – сталь 45 , термообработка – улучшение, твердость 260HB.

Допускаемые контактные напряжения:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По [6, табл. 3.2]

• для шестерни =17HRC+200=960МПа;

• для колеса =2HB+70=590МПа;

K_HL – коэффициент долговечности;

– коэффициент безопасности.

;

где N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений,

, где - базовое число циклов;

-коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям, зависящий от режима нагружения. Для заданного режима:

,

где - суммарный ресурс, ,

где - число лет, =5

- коэффициент годовой эксплуатации;

- коэффициент суточной эксплуатации;

,

– количество зацеплений, с=1;

- число оборотов, =1645мин ;

;

Откуда, .

- база испытаний, зависящая от твердости:

При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1.

Принимаемое допускаемое контактное напряжение для шестерни:

Число циклов для колеса в u=5 раз меньше, чем для шестерни при ; имеем:

;

;

При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1.

Принимаемое допускаемое контактное напряжение для колеса:

Для косозубых колёс расчетное допускаемое контактное напряжение:

,

Коэффициент запаса изгибной прочности:

,

=1,7 для материалов колёс;

Допускаемые напряжения изгиба находим по формуле:

где - предел выносливости при нулевом цикле изгиба;

для шестерни: = 650МПа, для колеса: , откуда для шестерни: МПа,

для колеса: МПа.

Выбираем наименьшее значение:

МПа.

2.1.2 Определение размеров венцов зубчатых колёс

Межосевое расстояние:

,

где К_а – коэффициент, равный для косозубого зацепления К_а = 410 ;

u – передаточное число; u=5;

[]_H – допускаемое расчетное контактное напряжение;

[]_H =536,4МПа;

_ва – коэффициент ширины зубчатого венца; для несимметричного

расположения колеса относительно опор принимаем _ва=0,5;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н·м; Т =37.98Н·м;

К_Н – коэффициент нагрузки; К_НВ =1,2.

мм

Ближайшее стандартное значение по ГОСТ 6636-99: мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-80:

мм,

мм.

Принимаем угол наклона зубьев .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,

где - межосевое расстояние, =110мм ;

- угол наклона зубьев, ;

- нормальный модуль, =2мм.

; округлив до целого числа получили

108.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

;

отсюда .

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

- делительные диаметры

;

мм;

мм;

Проверка:

;

мм;

- диаметры вершин зубьев:

;

мм;

;

мм;

- диаметры впадин зубьев:

;

мм;

;

мм;

- ширина зубчатого венца колеса:

;

мм;

- ширина зубчатого венца шестерни:

;

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

;

Определим фактическое передаточное число:

;

.

Уточнение угла наклона зуба

;

;

11.