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 [s_Н] = 410 МПа.

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

Коэффициент К_Нb, 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_нb= 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 b = 10°.

Число зубьев шестерни [см. формулу (3.12)]

 

 

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

Уточняем значение угла наклона зубьев:

 

 

угол b = 12^o50'.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

 

Проверка

 

Диаметры вершин зубьев

 

Ширина колеса b₂ = y_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 y_bd = 1,25, твердости НВ < 350 и несим­метричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачb) коэффициент К_Нb »1,165.

По табл. 3.4 при v = 1,52 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нa » 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 [s_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_FbK_Fv .

По табл. 3.7 при y_bd = 1,25, твердости НВ < 350 и несим­метричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент K_Fb»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.

Коэффициент, 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_b и K_Fa [см. пояснения к формуле 3.25)];

 

 

где средние значения коэффициента торцового перекрытия e_a = 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 s⁰_{F lim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни s⁰_{F lim b} = 1,8 × 230 = 415 МПа;

для колеса s⁰_{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 [s_f] / Y_F меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни

для колеса

 

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

 

Условие прочности выполнено.

IV. Предварительный расчет валов