III. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в §12.1. Для шестерни сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из укачанных материалов [_Н] = 410 МПа.

Примем такой же, как и ранее, коэффициент ширины венца _ba = 0,4.

Коэффициент К_Н, учитывающий неравномерность распреде­ления нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Не­смотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис. 12.13), примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_н= 1,25.

Мощность на валу барабана (он же ведомый вал редуктора) Р_б = р₂ = 11,1 кВт (см. рис. 12.13 и пункт I расчета). Найдем вращающий момент на этом валу

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7)

где К_а = 43 — для косозубых колес; и = 5 — принято ранее для рассматриваемого редуктора.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 280 мм.

Нормальный модуль

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 m_n = 3,5 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев  = 10°.

Число зубьев шестерни [см. формулу (3.12)]

принимаем z₁ = 26. Тогда z₂ = z₁ и = 26  5 = 130.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

угол  = 12^o50'.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

Проверка

Диаметры вершин зубьев

Ширина колеса b₂ = _baа_w = 0,4 • 280 = 112 мм. Ширина шестерни b_l = b₂ + 5 мм = 117 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная сокрость колес

Степень точности передачи: для косозубых колес при ско­рости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 при _bd = 1,25, твердости НВ < 350 и несим­метричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачb) коэффициент К_Н  1,165.

По табл. 3.4 при v = 1,52 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Н  1,065.

По табл. 3.6 для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент К_Нv = 1,0.

Таким образом, К_Н = 1,165  1,065  1,0 = 1,242.

Проверяем контактные напряжения по формуле (3.6):

что менее [_Н] = 410 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу (3.25)]:

Коэффициент нагрузки K_F = K_F K_Fv .

По табл. 3.7 при _bd = 1,25, твердости НВ < 350 и несим­метричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент K_F  1,32.

По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент K_Fv = 1,1.

Таким образом, K_F = 1,32  1,1 = 1,45.

К

оэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_v [см. пояснения к формуле (3,25)];

у шестерни

у колеса

Коэффициенты Y_F1 = 3,84 и Y_F2 = 3,60.

Определяем коэффициенты Y_ и K_F [см. пояснения к формуле 3.25)];

где средние значения коэффициента торцового перекрытия _ = 1,5; степень точности п = 8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле (3.24):

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносли­вости при отнулевом цикле изгиба ⁰_{F lim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни ⁰_{F lim b} = 1,8  230 = 415 МПа;

для колеса ⁰_{F lim b} = 1,8  200 = 360 МПа.

Коэффициент безопасности [S_f] = [S_f] [S_f]" [см. пояснения к формуле (3.24)].

По табл. 3.9 [S_f]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэф­фициент [S_f]' = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_f] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [_f] / Y_F меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса [ем. формулу (3.25)]:

Условие прочности выполнено.