V Этап: Расчет цилиндрической (косозубой) передачи1) Материалы зубчатых колес. Желая получить ограниченные габариты редуктора, по табл. 9.2 для зубчатых колес выбираем одну и ту же марку стали 40ХН, но с различной термообработкой: для шестерни – улучшение паковки и закалка ТВЧ поверхности зубьев до твердости 49…54 HRCэ, σ;т = 750 Н/мм2, предлагаемый диаметр заготовки D ≤ 200 мм; для колеса улучшенная паковка с твердостью 269…302 HB2, σ;т = 750 Н/мм2, предполагаемая ширина заготовки S = 125 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни – 51 HRCэ (≈ 510 HB1); колесо – 285 HB2. При этом обеспечивается требуемая разность твердостей HB1 – HB2 = 510 – 285 = 225 > 80 2) Допускаемые контактные напряжения по формуле: [ σн ] = · KHL Для материала зубьев шестерни применяем сквозную закалку нагревом ТВЧ (предполагая модуль m < 3 мм); σ;но = 17 HRCэ + 200; [ Sн ] = 1,2 и KHL = 1. Для материала зубьев колеса: σно = 2HB + 70; [ Sн ] = 1,1 и K HL = 1
[ σн ]1 = · KHL = · 1 = 889 Н/мм2. [ σн ]2 = · KHL = · 1 = 582 Н/мм2. Среднее допускаемое контактное напряжение: [ σн ] = 0,45 · ([ σн ]1 + [ σн ]2) = 0,45 · (889 + 582) = 662 Н/мм2. При этом условии [ σн ] = 662 Н/мм2. < 1,23 [ σн ]2 = 1,23 · 582 =716 Н/мм2. => условие соблюдается. 3) Допускаемое напряжение изгиба по формуле: [ σF ] = · K FC · K FL Для материала зубьев шестерен: σFO = 550 Н/мм2; [ SF ] = 1,75; K FC = K FL = 1. Для материала зубьев колеса: σFO = 1,8 HB2; [ SF ] = 1,75; K FC = K FL = 1 [ σF ]1 = · 1 · 1 = 314 Н/мм2. [ σF ]2 = · 1 · 1 = 293 Н/мм2.
4) Расчетные коэффициенты Принимаем Ψа = 0,4, как для симметрично расположенных колес и коэффициент Kн β = 1, как для прирабатывающихся колес (твердость колеса 285 HB2, нагрузка постоянная) 5) Межосевое расстояние передачи: a w = 43 · (uред + 1) = 43 · 3 = 124,2 мм. = 125 мм. (По стандартному ряду) 6) Ширина зубчатого венца: колеса: b2 = Ψа · a w = 0,4 · 125 = 50 мм. шестерни: b1 = 1,12 · b2 = 56 мм. 7) Нормальный модуль зубьев: mn ≥ = = 1,7 мм = 1,75 мм (по ст. ряду) 8) Минимальный угол наклона зубьев: = 4 · = 4 · = 0,14=> = 8° 2' 9) Суммарное число зубьев: ZΣ = 2 a w · = 250 · = 141,4 = 142 (По стандартному ряду) 10) Фактический угол наклона зубьев: = = = 0.994 => = 6° 16' 11) Число зубьев шестерни и колеса: Z1 = = = 25.81 = 26 шт. Z2 = ZΣ - Z1 = 142 – 26 = 116 шт.
12) Фактическое передаточное число Отклонение от заданного 13) Основные геометрические размеры передачи. Делительные параметры: Уточняем межосевое расстояние Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса: 14) Диаметр заготовки шестерни D и ширина заготовки колеса S: заготовка колеса монолитная. Условия пригодности заготовки колес выполяются. 15) Окружная скорочть колес и степень точности передачи: по табл. 9.1 для уменьшения динамической нагрузки выбираем 8-ую степень точности. 16) Силы в зацеплении: окружная сила радиальная сила осевая сила 17) Принимаем расчетные коэффициенты: 18) Расчетное контактное напряжение по формуле (9.27) Контактная прочность зубьев обеспечивается 19) Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса по формуле Коэффициент формы зуба Y F: шестерни Y F1=3,88 колеса Y F2=3,6 20) Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб по формуле (9.32): шестерня колесо Прочность зубьев шестерни оказалась ниже прочности колеса , поэтому проверочный расчет передачи колеса на изгиб надо выполнять по зубьям шестерни. 21) Принимаем коэффициенты: ; коэффициент, учитывающий наклон зуба 22) Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зуба шестерни по формуле (9.34):
|