II.Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ200.

Допускаемое контактные напряжения

 ,

где σ _{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По данным таблицам для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 термической обработкой (улучшением)

 

 – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения более базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают; коэффициент безопасности.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле

 ;

для шестерни МПа;

для колеса МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

 МПа

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, прием выше рекомендуемого для этого случая, т.к. со стороны цепной передачи девствуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по таблицам, как в случае несимметричного расположения колес, значение.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

 мм

где для косозубых колес, а передаточное число нашего редуктора.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

;

принимаем по ГОСТ 9563-60 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьье шестерни и колеса

 

Принимаем; тогда.

Уточненное значение угла наклона зубьев

 

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

 мм

 мм

Проверка: мм;

диаметры вершин зубьев:

 мм

 мм

ширина колеса мм;

ширина шестерни мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

 м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

 

Значения, и берем из таблиц: при, твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи; при м/с и 8- степени точности; для косозубых колес при м/с имеем.

Таким образом,.

Проверка контактных напряжений по формуле:

 МПа.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная Н;

радиальная Н;

осевая Н.

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

 

Здесь. По таблицам принимаем: при, твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор и. Таким образом; коэффициент; -коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев:

у шестерни 

у колеса.

 и

Допускаемое напряжение по формуле

 

Для стали 45 улучшенной при твердости по таблице выбираем НВ.

Для шестерни МПа;

для колеса МПа.

- коэффициент безопасности, где, (для поковок и штамповок). Следовательно,.

Допускаемые напряжения:

для шестерни  МПа;

для колеса МПа.

Находим отношения:

для шестерни МПа;

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и:

;

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

;

 МПа МПа.

Условие прочности выполнено.

III.Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа по формуле:

 мм.

Некоторые муфты, например УВП, могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента. У подобного электродвигателя диаметр вала может быть 42 или 48 мм. Примем  мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под мм и мм. Примем под подшипниками мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

 

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем МПа.

Диаметр выходного конца вала

 мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем мм, под зубчатым колесом мм.

Диаметры остальных участков валов назначаю исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.