3 Расчет цилиндрической передачи

3.1 Выбираем материал для зубчатых колес

Для шестерни: сталь 45, улучшенная, твердостью 230 НВ для которой [σ_н]₁ = 432 МПа; [σ_F]₁ = 240 МПа [2, c. 185]; для колеса – сталь 45 нормализация, твердостью 210 НВ, для которой [σ_н]₂ = 400 МПа; [σ_F]₂ = 375 МПа [2, с. 185].

(24)

Принимаем общее допускаемое контактное напряжение [_н]=220 МПа [2, т. 12.7].

k_а = 43 – числовой коэффициент для косозубой передачи

_ва = 0,5 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса [1, c.30]

k_ = 1,063 – коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаемая в зависимости от коэффициента. [2, т. 9.11].

(25)

3.2 Межцентровое расстояние:

, (26)

где a – межцентровое расстояние;

Т₂ – крутящий момент на промежуточном валу цилиндрической передачи;

(мм).

Примем по ГОСТ а=125 мм [2, т. 12.1].

3.3 Назначаем число зубьев шестерни

z₁=25

Тогда число зубьев колеса:

z₂=z₁*U_ц=25 * 4 = 100. (27)

3.4 Назначаем угол наклона зуба:

для косозубых  =10

cos = 0,985.

Модуль зацепления передачи

(28)

где m – модуль зацепления передачи;

а – межцентровое расстояние;

z₁ – число зубьев шестерни;

Принимаем по ГОСТ m=2 мм [1, с. 30].

3.5 Основные размеры шестерни и колеса:

• диаметры делительных окружностей:

для шестерни , (29)

(мм);

Принимаем d₁ = 51 мм.

для колеса , (30)

(мм);

• диаметры выступов зубьев:

для шестерни d_a1=d₁+2m, (30)

d_a1=51+2*2=55 (мм);

для колеса d_a2=d₂+2m, (32)

d_a2=203+2*2=207 (мм);

• диаметры впадин зубьев:

для шестерни d_f1=d₁-2,5m, (33)

d_f1=51-2,5*2=46 (мм);

для колеса d_f2=d₂-2,5m, (34)

d_f2=203-2,5*2=198 (мм);

• ширина зубчатого венца колеса:

для колеса b₂ = _ва * а, (35)

b₂ = 0,5*125=62,5 мм

для шестерни b₁ = b₂ + 5, (36)

b₂ = 62,5 + 5=67,5 мм

3.6 Окружная скорость передачи:

, (37)

где d₁ – диаметр делительной окружности;

n₁ – частота вращения ведущего вала привода;

v – окружная скорость передачи.

(м/с).

3.7 Степень точности передачи S в зависимости от скорости скольжения:

S=9 [2, т. 12.8].

3.8 Проверочный расчет на контактную прочность

, (38)

где _н – контактное напряжение;

[_н] – допустимое контактное напряжение;

Т₂ – крутящий момент на промежуточном валу цилиндрической передачи.

k_ =1,14 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

k_z = 365 – коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес.

(МПа).

_к=191<[_к] – условие прочности выполняется.

3.12 Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

• толщина зубчатого венца

 = (2,5  4)*m=(2,5  4)*2=58 (39)

принимаем  = 6 мм

• толщина диска:

с = (0,2  0,3) * b₂ = (0,2  0,3)*62,5 = 12,5  18,75 (40)

принимаем с = 14 мм.

• диаметр вала под зубчатым колесом:

, (41)

где Т₂ – крутящий момент на промежуточном валу цилиндрического редуктора;

[_к]=25 МПа – допускаемое напряжение при кручении;

d – диаметр вала под колесом.

(мм);

• длина ступицы колеса:

L_ст=(1,21,5)*d, (42)

где d – диаметр вала под колесом.

L_ст =(1,21,5)*23=27,634,5 (мм).

Из условия L_ст>b₂ принимаем L_ст= b₂ = 62,5 мм;

• диаметр ступицы колеса:

d_ст=1,6*d, (43)

где d – диаметр вала под червячным колесом.

d_ст=1,6*23=37 (мм).

• диаметр расположения облегчающих отверстий принимаем конструктивно:

D₀=120 (мм)

• диаметр облегчающих отверстий принимаем конструктивно:

d₀=20 (мм)

• размер фасок принимаем в зависимости от диаметра вала под колесом

n=2мм [2, т.14.7].

• размер фаски колеса

n₁=1мм [2, т.14.7].