2. Исходные данные

Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов переда- чи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка -улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ200.

Допускаемые контактные напряжения

где _Нlimb– предел контактной выносливости при базовом числе циклов
Для углеродистых сталей с твер­достью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической об­работкой (улучшением)
_Нlimb= 2 НВ + 70
К_HL— коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL= 1; коэффициент безопасности S_H = 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
[_н] = 0,45 ([_н1] + [_н2]);

для шестерни 482 МПа

для колеса  428 МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[_н] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.
Коэффициент К_Н, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше реко­мендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную дефор­мацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Прини­маем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

где для косозубых колес К_а= 43, а передаточное число нашего редуктора i= i_р = 5.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
a_w =223 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
т_п= (0,01  0,02) a_w= (0,01  0,02) 200 = 2 4 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 — 60* т_п = 3 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев  = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁ = 23; тогда z₂ = z₁i = 23*5 = 115.
Уточненное значение угла наклона зубьев

β =10

Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные


Проверка:

диаметры вершин зубьев:


ширина колеса b₂= _{ba *}a_w = 0,4 ^. 223 = 89,2 мм:
ширина шестерни b₁= b₂ + 5 мм = 89,2+5=94,2 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При тaкой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки

Значения при _bd = 1,267, твердости НВ  350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи К_н 1,11.
При v= 3,786 м/с и 8-й степени точ­ности К_{Н }  1,09. Для косозубых колес при v 5 м/с имеем К_{Н v} = 1,0. Таким образом, К_Н= 1,11 х 1,09 х 1 = 1,2668.
Проверка контактных напряжений по формуле:

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная 4675,2 H
радиальная
осевая F_a = F_ttg = 4675,2 *tg10 = 795 Н
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки К_F= К_FК_Fv. при _bd = 1,267, твердости НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_F = 1,23. К_Fv = 1,3. Таким образом, коэффициент K_f= 1,23 ^. 1,3 = 1,599; Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v пояснения к формуле:
у шестерни
У колеса

Допускаемое напряжение по формуле

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ  350 ⁰_Flimb= 1,8 НВ.
Для шестерни ⁰_Flimb= 1,8 ^. 200 = 360 МПа. S_F = S_FS_F - коэффициент безопасности, где S_F = 1,75, S_F = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, S_F = 1,75.
Допускаемые напряжения

для шестерни

для колеса

Находим отношения

для шестерни

для колеса
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y_и K_F пояснения к формуле:


для средних значений коэффициента торцового перекрытия _ = 1,5 и 8-й степени точности K_F= 0,33.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:


Условие прочности выполнено.

3.