3.Розрахунок закритої циліндричної прямозубої передачі одноступінчастого редуктора

П очаткові дані для розрахунку: потужність на валу ведучого колеса Р₂=4,33кВт; кутова швидкість ведучого валу ω₂=29,3 рад/с; передаточне число u_ц.р.=4,5; термін служби передачі t=10000 год.

Для передачі передбачається евольвентне зачеплення без зміщення.

Вибір матеріалу зубчастих коліс. Оскільки у завданні не вказано особливих вимог до габаритних розмірів передачі, вибираю матеріали із середніми механічними характеристиками: для шестерні – сталь 45, покращену, твердість НВ 230; для колеса – сталь 45, покращену, твердість на 30 одиниць нижче – НВ 200.

Допустиме контактне напруження:

,

де σ_Hlimb=2HB+70 для вуглеводневих сталей із твердістю поверхонь зубів < HB 350 і термічною обробкою покращенням; z_R=1; z_v=1; припускаю, що v≤5 м/с.

Еквівалентне число циклів напруг при роботі передачі із змінним навантаженням:

Для шестерні

циклів.

де с – число однакових зубчастих колес, зачеплених з зубчастим колесом,що розраховується; n - частота обертання зубчастого колеса,яке розраховуємо; t – тривалість роботи передачі під навантаженням за розрахунковий період служби при роботі передачі зі змінними навантаженнями.

Для колеса

.

Базове число напружень:

при НВ 230; при НВ 200. Оскільки , то .

Коефіцієнт безпеки .

Для шестерні

МПа;

для колеса

МПа.

Оскільки різниця твердості зубів НВ₂-НВ₃=230-200=30 найбільша, то за розрахункове приймаємо менше із двох допустимих напружень, тобто МПа.

Коефіцієнт ширини вінця по між осьовій відстані приймаю:

.

Крутний момент на колесі: Т₃=574,2 Н∙м.

Коефіцієнт нерівномірності розташування навантаження по мал.П.4 залежно від , таким чином, .

Міжосьова відстань:

, де - для прямозубих передач

мм.

Найближче стандартне значення міжосьової відстані відповідно до СТ СЭВ 229-75 мм.

Коловий модуль зачеплення приймаю, враховуючи, що мм

Приймаю за СТ СЭВ 310-76 мм.

Визначаю сумарне число зубів шестерні та колеса:

.

Число зубів шестерні

;

приймаємо , тоді число зубів колеса:

.

Уточнюємо передаточне число:

.

Розмежування із заданим:

.

Основні розміри шестерні й колеса:

Ділільні діаметри:

мм;

мм.

Перевірка:

мм.

Діаметри вершин зубів:

мм;

мм

Діаметри впадин

мм

Ширина колеса мм;

ширина шестерні мм.

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру за формулою:

.

Колова швидкість передачі:

м/с.

При такій швидкості можна прийняти дев’ятий ступінь точності.

Виконуємо перевірний розрахунок зубів на вигин:

.

Допустиме напруження на згин визначаємо:

,

де S_F=1,75 – коефіцієнт безпечності ;

- коефіцієнт довговічності; m=6 при НВ≤350; - базове число циклів напружень.

Межа витривалості зубів на згині, що відповідає базовому числу циклів напружень для Сталі 45 покращеної при твердості НВ≤350, :

для шестерні:

МПа

для колеса:

МПа.

Еквівалентне число циклів напружень

для шестерні : циклів;

для колеса: циклів.

В обох випадках , тому .

Коефіцієнт при односторонній дії навантаження.

Допустиме навантаження

для шестерні:

МПа;

для колеса:

МПа.

Знаходемо відношення , де Y_F визначається залежно від еквівалентного числа зубів :

для шестерні: ;

для колеса: .

Цим числом зубів при змішенні вихідного контура x = 0 відповідають коефіцієнти форми зуба , .

Для шестерні:

МПа;

для колеса:

МПа.

Подальший розрахунок потрібно вести для зубів колеса, для якого знайдене співвідношення менше - коефіцієнт, що враховує перекриття зубів.

Коефіцієнт нахилу зубів: Y_ß = 1 – для прямозубої передачі.

Коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами: .

Коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження по ширині вінця зубчатого колеса при НВ<350 і : .

Коефіцієнт динамічного навантаження

.

Підставляючи знайдені значення в формулу, визначаю напруження згину в зубах колеса:

МПа;

.

Таким чином, МПа. Умова міцності виконується.

Сили, що діють у зачепленні:

колова:

Н.

радіальна:

Н.