, (21)
Принимаем минимальный угол наклона зуба βmin равным 10°.
(22)
где zΣ – суммарное число зубьев;
z1,z2 – числа зубьев шестерни и колеса;
β – действительное значение угла наклона зуба.
3.1.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса
(23)
z2=196 – 39= 157
3.1.7. Определение фактического значения передаточного числа.
Проверка передачи по передаточному числу
(24)
Δu=(|uт-u|/uт)·100% <4% , (25)
где u – фактическое значение передаточного числа редуктора;
uт – теоретическое значение передаточного числа взятого из стандартного ряда редукторов, uт=4;
Du – отклонение фактического значения передаточного числа редуктора от заданного, %.
Du=(|4,03-4|)/4·100%=0,75% <4%
3.1.8. Определение фактического межосевого расстояния.
(26)
мм
3.1.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни
Делительные диаметры
d1=m×z1/cosb, (27)
d2=m×z2/cosb,
где d1 – диаметр шестерни, мм;
d2 – диаметр колеса, мм.
d1=1,5×39/cos11,48°=59,7 мм
d2=1,5×157/cos11,48°=240,3 мм.
Диаметры вершин зубьев
da1=d1+2×m, (28)
da2=d2+2×m,
где da1 – диаметр вершины зуба шестерни, мм;
da2 – диаметр вершины зуба колеса, мм.
da1=59,7+2×1,5= 62,7 мм
da2=240,3+2×1,5= 243,3 мм
Диаметры впадин зубьев
df1= d1-2,5×m, (29)
df2= d2-2,5×m,
где df1 – диаметр впадины зуба шестерни, мм;
df2 – диаметр впадины зуба шестерни, мм.
df1=59,7 – 2,5×1,5= 55,95мм
df2=240,3 – 2,5×1,5= 236,55 мм
3.1.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость
, (30)
где К – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376 [4,с.61]
Кнα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, по графику [4,с.63] находим Кнα = 1,14;
Kнυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определим по таблице 4.3. [4,с.62] Kнυ = 1,04;
Колесо и шестерня проходят проверку на контактную выносливость.
3.1.11. Проверка зубьев шестерни и колеса на выносливость при изгибе.
sF2=YF2×Yb× KFb×KFn×2×Т2/(d2b2×m)£[sF]2, (31)
sF1=sF2(Y F1/YF2) £[sF]1, (32)
где sF1,2 – фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм2;
YF1,2 – коэффициенты формы зуба для колеса и шестерни, определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев (zv1=z1/cos3b1 ; zv2=z2/cos3b2), и коэффициента смещения равный 0, и определяется по графику;
Yb - коэффициент, учитывающий наклон зуба;
KFb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба,
KFb =1;
KFn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, KFn=1,11.
Значение YF1,2 определяем по таблице 4.4 [4,с.64] в зависимости от эквивалентного числа зубьев, zv1,2= z1,2/cos3β.
zv2=157/cos311,48°= 166,8
YF2=3,62
zv1=39/cos311,48°= 41,44
YF1=3,69
Yb=1-β0/140 (33)
Yb=1-11,48°/140=0,918
sF2=2×174950×3,62×1×0,918×1,11/(240,3×30×1,5) = 119,4 МПа
sF2= 119,4£200,85 Н/мм2
sF1=119,4(3,69/3,62) = 121,7 £[sF]2
sF1= 121,7 £ 213,21Н/мм2
Колесо и шестерня проходят проверку на изгиб.
Таблица 3.
Параметры первой ступени косозубой передачи
Шестерня
Колесо
Материал
Сталь 45
Сталь 45
Твердость НВ
207
195
Допускаемое контактное напряжение [σн], Н/мм2
439,6
418
Допускаемое напряжение на изгиб [σF], Н/мм2
213,21
200,85
Ширина венца b, мм
34
30
Делительный диаметр d, мм
59,7
240,3
Диаметр впадин df, мм
55,95
236,55
Диаметр вершин dа, мм
62,7
243,3
Число зубьев z
39
157
Контактное напряжение σн, Н/мм2
412,7
Напряжение на изгиб σF, Н/мм2
121,7
119,4
Межосевое расстояние аw, мм
150
Угол наклона зубьев b, °
11,48
Фактическое передаточное число редуктора uф
4,03
Модуль передачи m
1,5
3.2. Расчет второй ступени цилиндрического редуктора
3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
По таблице 3.2 [4,с.50] выбираем марку стали: 45 термообработка –нормализация. Принимаем твёрдость шестерни НВ1=207, твёрдость колеса НВ2=195.
Допускаемое контактное напряжение:
[σн.]1=1,8· 207+67= 439,6 Н/мм2
[σн.]2=1,8· 195+67= 418 Н/мм2
За расчётное допускаемое напряжение принимаем меньшее из двух допускаемых контактных напряжений [σн]=418 Н/мм2.
Допускаемое напряжение изгиба определяется:
[σ F]1=1,03·207 = 213,21 Н/мм2
[σ F]2=1,03·195 = 200,85 Н/мм2
3.2.2. Определение значения межосевого расстояния
мм
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 6636-69 aω=240 мм.
3.2.3. Определение рабочей ширины венца колеса и шестерни
3.2.4. Определение модуля передачи
мм
Полученное значение модуля округляет до ближайшего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 m = 2,5 мм.
3.2.5. Определение суммарного числа зубьев и угла наклона зуба
3.2.6. Определение числа зубьев шестерни и колеса
z2=189 – 34= 155
3.2.7. Определение фактического значения передаточного числа. Проверка передачи по передаточному числу
Du=(|4,56-4,5|)/4,5·100%=1,33% <4%
3.2.8. Определение фактического межосевого расстояния.
мм
3.2.9. Определение геометрических параметров колеса и шестерни
Делительные диаметры
d1=2,5×34/cos10,14°=86,4 мм
d2=2,5×155/cos10,14°=393,6 мм.
Диаметры вершин зубьев
da1=86,4+2×2,5= 91,4 мм
da2=393,6+2×2,5= 398,6 мм
Диаметры впадин зубьев
df1=86,4 – 2,5×2,5= 80,15мм
df2=393,6 – 2,5×2,5= 387,35 мм
3.2.10. Проверка зубьев шестерни и колеса на контактную выносливость
