2.1.Примем материалы: для шестерни сталь 40ХН,термообработка – объёмная закалка до твёрдости HRC 50; для колеса та же сталь 40ХН, термообработка – объёмная закалка до твёрдости HRC 45(табл.3.3 [1]).
2.2. Допускаемые контактные напряжения (формула 3.9 [1]).
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (табл.3.2 [1]).
 =1
|
- коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора, когда число циклов нагружения больше базового.
[  ]=1,2
|
- коэффициент безопасности при объёмной закалке.
Допускаемые контактные напряжения:
для шестерни:
 МПа;
|
для колеса:
 МПа
|
Для косозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение (формула 3.10 [1]).
 МПа;
|
2.3. Определяем
параметры колёс.
- коэффициент нагрузки (табл.3.1[1]).
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем Ψ
ba=0,4 (стр.36 [1]).
2.3.1. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев (формула 3.7 [1]).
 =43
|
- коэффициент для косозубых колёс.
Принимаем по ГОСТ 2185-66 (стр.36 [1])
 мм;
|
Нормальный модуль зацепления
 мм;
|
Принимаем по ГОСТ 9563-60 (стр.36 [1])
2.3.2.Примем предварительно угол наклона зубьев β=100 и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем:
тогда
Принимаем:
Уточняем значение угла наклона зубьев:
2.3.3.Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колёс
При данной скорости и повышенной твёрдости принимаем 8-ю степень точности (стр.32 [1]).
2.4. Определяем коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
По табл.3.5 [1] при Ψbd=0,768 для симметричного расположения колес
По табл.3.4 [1] для 8-й степени точности и скоро0,768м/с
По табл.3.6. [1] для косозубых колес при скорости 0,606 м/с и повышенной твёрдости
Таким образом,
 .
|
2.5. Проверка контактных напряжений
2.6. Силы, действующие в зацеплении:
окружная:
радиальная:
осевая:
2.7. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 3.25 [1]).
Коэффициент нагрузки 
По таблице 3.7 при 
По таблице 3.8 для восьмой степени точности при 
Т.О. 
Коэффициент, учитывающий форму зуба 
выбираем в зависимости т эквивалентных чисел зубьев 
и 
Для шестерни 
Для колеса 
при этом 
Допускаемое напряжение: 
По таблице 3.9 для стали 40 ХН при объемной закалке предел выносливости при отнулевом цикле изгиба 
Коэффициент безопасности 
По таблице 3.9 для штамповок 
Допускаемые напряжения при расчете на выносливость для шестерни и колеса [ 
]=500/1,80=278 МПа
Находим отношения
[ ]/УF1=278/3,7=75,1 МПа;
[ ]/УF2=278/3,6=77,5 МПа;
Дальнейший расчет будем вести для зубьев шестерни, т.к. для нее найденное отношение меньше.
Коэффициент УВ учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми.
УВ=1- 
Коэффициент 
учитывает распределение нагрузки между зубьями;
По ГОСТ 21354-75
Где 
=1,5-коэффициент торцового перекрытия.
Проверяем зуб шестерни по формуле
=211,23< 
Часть 3. Предварительный расчет валов редуктора:
1. Ведущий вал: диаметр входного конца при допускаемом напряжении
По формуле 8.16 гл 8
Принимаем 
Примем диаметр вала под подшипником 
(ГОСТ 21424-75);
Диаметр вала под зубчатым колесом 
1.Ведущий вал
Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 см. табл.8.9.[1].
Напряжение смятия и условие прочности по формуле 8.22.[1].
.
Допускаемое напряжение смятия при стальной ступиц 
.
Момент 
Шпонка на входном конце вала:
; 
; 
Из условия прочности определим длину шпонки
.
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда: 
.
Шпонка под зубчатым колесом:
; 
; 
.
Из условия прочности определим длину шпонки
.
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда: 
.
2015-05-27
267
