3. Розрахунок зубчатих коліс редуктора

Вибираємо матеріал із середніми механічними характеристиками (стор.34, табл.3.3):

• для шестерні – сталь 45 (покращена), НВ230;

• для колеса зубчатого – сталь 45 (покращена), НВ200.

Розраховуємо допустиме контактне напруження:

де – границя контактної витривалості (стор.34, табл.3.2);

– коефіцієнт довговічності, при довготривалій експлуатації редуктора приймають, ;

– коефіцієнт безпеки, приймають (стор.33).

Визначаємо границя контактної витривалості:

,

де – числове значення твердості поверхонь зубів.

Отже розрахункове допустиме контактне напруження становитиме:

• для шестерні:

МПа

• для колеса зубчатого:

МПа

Загальне допустиме контактне напруження для зубчатої передачі становить:

МПа

Приймаємо коефіцієнт нерівномірного розподілення навантаження по довжині контактних ліній: (стор.32, табл.3.1), та приймаємо коефіцієнт ширини вінця в залежності від виду циліндричної передачі:

• для циліндричної прямозубої передачі:

(приймаємо );

• для циліндричної косозубої передачі:

(приймаємо );

• для циліндричної шевронної передачі:

(приймаємо ).

Визначаємо міжвісеву відстань із умови дотичної витривалості:

,

де – коефіцієнт міжвісевої відстані:

• для циліндричної прямозубої передачі: ;

• для циліндричної косозубої або шевронної передач: ;

– передаточне число зубчатої передачі;

– крутний момент на вихідному валу зубчатого редуктора;

– коефіцієнт нерівномірного розподілення навантаження по довжині контактних ліній;

– загальне допустиме контактне напруження;

- коефіцієнт ширини вінця.

Отже, міжвісева відстань становитиме:

мм

приймаємо ближче стандартне значення по ГОСТ 9563-60: мм (стор.36).

Розраховуємо номінальний модуль:

мм

приймаємо стандартне значення по ГОСТ 9563-60: мм (стор.36).

Приймаємо кут нахилу зубів :

• для циліндричної прямозубої передачі: (приймаємо );

• для циліндричної косозубої передачі: (приймаємо );

• для циліндричної шевронної передачі: (приймаємо );

Визначаємо сумарне число зубів шестерні та колеса циліндричної прямозубої передачі:

де – прийнята міжвісева відстань;

– кут нахилу зуба;

– прийнятий номінальний модуль.

Виходячи з розрахункового значення сумарного числа зубів, можна визначити число зубів окремо для шестерні та колеса зубчатого :

де – сумарне число зубів шестерні та колеса;

– передаточне число зубчатої передачі.

Визначаємо число зубів шестерні циліндричної косозубої або шевронної передач:

де – прийнята міжвісева відстань;

– кут нахилу зуба;

– передаточне число зубчатої передачі;

– прийнятий номінальний модуль.

Отже, число зубів шестерні становить:

;

приймаємо ціле число, округлюючи до ближчого значення: ;

Визначаємо число зубів колеса зубчатого циліндричної косозубої або шевронної передач:

приймаємо ціле число, округлюючи до ближчого значення: .

Уточнюємо значення кута нахилу зубів:

отже уточнюючий кут нахилу зубів становитиме: .

Визначаємо основні розміри шестерні та зубчатого колеса:

• ділильні діаметри циліндричної прямозубої передачі:

,

де – прийнятий номінальний модуль;

та – прийняте число зубів шестерні та колеса зубчатого.

• ділильні діаметри циліндричної косозубої або шевронної передач:

мм;

мм

• перевірка міжвісевої відстані:

мм

• діаметри вершин зубів шестерні та зубчатого колеса для всіх видів циліндричних передач:

мм;

мм

• діаметри западин зубів шестерні та зубчатого колеса для всіх видів циліндричних передач:

мм;

мм

• ширина зубчатого колеса для всіх видів циліндричних передач:

мм

приймаємо ближче стандартне значення по ГОСТ 9563-60: мм (стор.161÷162).

• ширина шестерні для всіх видів циліндричних передач:

мм

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Визначаємо колову швидкість коліс та степінь точності передачі:

м/с

при такій коловій швидкості приймаємо 8-му степінь точності передачі. (стор.32)

Розраховуємо загальний коефіцієнт, який враховує нерівномірний розподіл навантаження по ширині вінця та між зубцями передачі, а також динамічне навантаження:

де – коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження по ширині вінця [таб.3.5]: ;

– коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження між зубцями передачі [таб.3.4]: ;

– коефіцієнт динамічного навантаження [таб.3.6]: .

Отже, загальний коефіцієнт становитиме:

Розраховуємо перевірку контактних напружень циліндричної прямозубої передачі:

Розраховуємо перевірку контактних напружень циліндричної косозубої або шевронної передач:

,

де – прийнята міжвісева відстань;

– крутний момент на вихідному валу зубчатого редуктора;

– загальний коефіцієнт;

– прийнята ширина зубчатого колеса;

– передаточне число зубчатої передачі;

– загальне допустиме контактне напруження.

Отже, перевірка контактних напружень становитиме:

Розраховуємо сили, які діють в зачепленні циліндричної зубчатої передачі (роз'яснення див. стор.158-159):

• колова сила:

Н

• радіальна сила:

Н

• вісева сила:

H

Перевіряємо міцність зубів на витривалість по напруженням згину циліндричної прямозубої передачі:

Перевіряємо міцність зубів на витривалість по напруженням згину циліндричної косозубої або шевронної передач:

де – розрахункова колова сила;

K_F – коефіцієнт навантаження;

– коефіцієнт, який враховує форму зуба (роз'яснення див. стор.42);

– коефіцієнт, який введений для компенсації похибки;

– коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження між зубцями передачі;

– прийнята ширина зубчатого колеса;

– прийнятий номінальний модуль.

Розраховуємо коефіцієнт навантаження:

де – коефіцієнт, який враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині зуба [таб.3.7] : ;

– коефіцієнт динамічного навантаження [таб.3.8] : .

Отже, коефіцієнт навантаження становитиме:

Розраховуємо коефіцієнти, які враховують форму зубів та залежить від еквівалентного числа зубів :

• для шестерні:

• для зубчатого колеса:

тоді та приймається розрахунковим методом інтерполяції (стор.42).

Розраховуємо допустиме напруження:

де – значення границі витривалості при нульовому циклі згину (стор.43÷45, таб.3.9);

– коефіцієнт безпеки:

де – коефіцієнт, який враховує нестабільність матеріалу зубчатих коліс (стор.43÷45, таб.3.9);

– коефіцієнт, який враховує спосіб отримання заготовки зубчатого колеса (стор.44).

Отже, коефіцієнт безпеки становить:

Отже, розрахункове допустиме напруження становить:

• для шестерні:

МПа

• для зубчатого колеса:

МПа

Знаходимо співвідношення:

• для шестерні: МПа

• для колеса: МПа

В подальшому розрахунок слід вести для зубів колеса, у якого знайдене менше співвідношення.

Визначаємо коефіцієнт, який введений для компенсації похибки :

Приймаємо коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження між зубцями передачі: (приймається середнє значення для розрахунку курсового проекту).

Отже, міцність зубів на витривалість по напруженням згину зубчатого колеса становить:

Умова виконана.