Расчет цилиндрического косозубого редуктора

        2. Расчет зубчатой  передачи 

        2.1 Выбираем материал  шестерни и колеса, а также их термообработку. 

        2.1.1. Для шестерни: материал  – сталь 45 с термообработкой – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ (285,5 НВ_ср); D_пред = 80 мм, S_пред = 50 мм. 

        2.1.2 Для колеса: материал  – сталь 45 с термообработкой – улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ (248,5 НВ_ср); D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм. 

        2.2. Определяем допускаемые  контактные и изгибные  напряжения. 

        [σ]_H=K_HL*[σ]_Ho,,                                   (2.1) 

        [σ]_F=K_FL*[σ]_Fo,,                                   (2.2) 

        где K_HL = K_FL – коэффициенты циклической долговечности. По [2] K_HL = K_FL = 1;

            [σ]_Ho – допускаемое контактные напряжения, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений, МПа;

            [σ]_Fo – допускаемы контактные напряжения изгиба, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов напряжения, МПа. 

        2.2.1 По [2]  

        [σ]_Ho = 1.8 НВ_ср + 67                                   (2.3) 

        [σ]_Fo = 1,03 НВ_ср                                    (2.4) 

        2.2.1.1. По формулам (2.3) и  (2.4) рассчитываем  численные значения 

        2.2.1.1.1. Для шестерни 

        [σ]_Ho = 1.8*285.5 + 67 = 580,9 МПа 

        [σ]_Fo = 1,03*285,5 = 294,06 МПа 

        2.2.1.1.2. Для колеса

        [σ]_Fo = 1,03*248,5 = 256 МПа 

        2.2.2. Рассчитываем численные значения допускаемых контактных и изгибных напряжений. 

        2.2.2.1. Для шестерни 

        [σ]_H=1*580,9 = 580,9 МПа 

        [σ]_F=1*248,5 = 248,5 МПа 

        2.2.2.2. Для колеса 

        [σ]_H=1*514,3 = 514,3 МПа 

        [σ]_F=1*256 = 256 МПа 

        2.3 Определяем межосевое расстояние передачи 

         ,                    (2.5) 

        где  - коэффициент неравномерной нагрузки по длинне зуба. По [2] принимаем =1;

              - коэффициент ширины венца колеса. Пo [2] принимаем = 0,4. 

        2.3.1 Рассчитываем численное  значение межосевого  расстояния 

        2.3.2. По [2] принимаем 112 мм 

        2.4. Определяем предельные размеры колеса

        ,                                     (2.6) 

       2.4.2. Определяем ширину  

        ,                                      (2.7) 

       2.5. определяем модуль зацепления 

        ,                             (2.8) 

       где K_m – вспомогающий коэффициент. По [2] принимаем K_m = 5,8 

       2.5.1 Рассчитываем численное  значение модуля зацепления 

       2.5.1.2. По [2] принимаем 1,25 мм 

       2.6. Определяем угол наклона зубьев и их число 

       2.6.1. Определяем угол  наклона 

        ,                                  (2.9) 

       2.6.1.2. Рассчитываем угол наклона 

         ,                            (2.10)  

        2.6.3. Определяем угол  наклона 

         ,                               (2.11) 

        2.6.4. Определяем число зубьев на шестерне 

         ,                                  (2.12) 

        принимаем Z₁ =31 

        2.6.5. Определяем число  зубьев на колесе 

         ,                             (2.13) 

        2.7. определяем фактическое  передаточное чило 

         ,                                (1.14) 

        2.8 Определяем фактические основные геометрические размеры передачи 

        2.8.1. Определяем диаметр  шестерни 

         ,                              (2.15) 

       2.8.2. Определяем диаметр  колеса 

       2.8.3. Определяем диаметр  вершин шестерни 

       d_a1 = d₁ + 2m,                            (2.16) 

       d_a1 = 39 + 2*1.25 = 42 мм 

       2.8.4. Определяем диаметр  вершин колеса 

       d_a2 = d₂ + 2m, 

       d_a2 = 186 + 2*1,25 = 189 мм 

       2.8.5. Определяем диаметр  впадин шестерни 

       d_f1 = 39 - 2.5*1.25 = 36 мм 

       2.8.6. Определяем диаметр впадин колеса 

       d_f2 = d₂ – 2.5m, 

       d_f2 = 186 - 2.5*1,25 = 183 мм 

       2.8.7. Определяем межосевое  расстояние 

        ,                           (2.18) 

       2.8.8. Определяем ширину колеса 

       2.8.9 Определяем ширину шестерни 

       b₁ = b₂ + 4,                              (2.19) 

       b₁ = 45 + 4 = 49 мм 

       2.9. Определяем пригодность заготовки 

       2.9.1 По диаметру шестерни 

       D_заг = d_a1 + 6мм ≤ D_пренд. , 

       D_заг = 42 + 6 = 48 ≤ 80 мм 

       что допустимо 

       2.9.2. По толщине колеса

        S_заг = 45 + 4 = 49 ≤ 80 мм 

       что допустимо  

       Вывод: заготовка пригодна к использованию 

       2.10. Определяем окружную скорость колес и назначаем степень точности 

        ,                           (2.20) 

       По [2]  назначаем степень  точности – 8 ст.т. 

       2.11. Определяем силы  зацепления 

       2.11.1. Определяем окружную силу 

        ,                           (2.21) 

       2.11.2. Определяем радиальную  силу 

        ,                         (2.22) 

       где α_w – угол зацепления По [2] принимаем α_w = 20⁰. 

       2.11.3. Определяем продольную  силу 

       где β – угол наклона зубьев относительно оси вало. По [2] принимаем β =10⁰. 

       2.12. Делаем проверку  зубьев на контактные  напряжения 

        ,   (2.24) 

       где К_нα – коэффициент учитывающий распределенною нагрузку  между зубьями. По [2] принимаем К_нα = 1,04;

           К_нv – коэффициент циклической нагрузки. По [2] принимаем К_нv = 1.02 

        2.12.1. Определяем недогрузку 

        что допустимо 

        2.13. Выполняем проверку зубьев по напряжениям изгиба 

        2.13.1. Для колеса 

         ,    (2.25) 

        где - коэффициент динамической нагрузки в зацеплении. По [2] принима-

             - коэффициент распределенный  нагрузки между зубьями. По [2] принимаем = 0,81;

             - коэффициент формы зуба колеса. По [2] принимаем = 3,9 

        что допустимо 

        2.13.2. Для шестерни 

         ,                    (2.26) 

        где - коэффициент формы зуба шестерни. По [2] принимаем = 3,63 

        что допустимо. 

        2.14. Вывод: Прочность  зубьев по контактным  зубьям и напряжениям  изгиба обеспечивается