Расчет цилиндрической зубчатой передачи редуктора
Выбираем материалы: для шестерни сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, 260 НВ, для зубчатого колеса сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, 240 НВ.
Предел контактной выносливости [1, с.34, т.3.2]:
для шестерни
sHlimb1=2HB1+70=2×260+70=590 МПа;
для зубчатого колеса
sHlimb2=2HB2+70=2×240+70=550 МПа.
Допускаемые контактные напряжения: 
для шестерни
для зубчатого колеса
где KHL=1 – коэффициент долговечности [1, с.33],
[SH]=1,1 – коэффициент безопасности [1, с.33].
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
[sH]=0,45([sH1]+[sH2])=0,45×(540+500)=467 МПа. (9)
Требуемое условие [sH]<1,23[sH]2=615 МПа выполнено.
Принимаем значение коэффициентов: [1, с.32]
KHB=1,25; Ka=43; yba=0,4.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:
; (10)
где Т2=498 Нм – крутящий момент на ведомом валу;
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 [1, с.36]:
aw=180 мм.
Нормальный модуль зацепления:
mn=(0,01-0,02)aw; (11)
mn =(0,01-0,02)×180=1,8¸3,6 мм.
Принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 [1, с.36]:
mn=2,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.36]:
b=100.
Определяем число зубьев:
шестерни
(12)
Принимаем z1=23,
тогда число зубьев зубчатого колеса
z2=z1 u1;
z2=23×5=115.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
;
.
Откуда, b=16,60.
Делительные диаметры: 
шестерни
(13)
зубчатого колеса
;
Уточняем межосевое расстояние:
Диаметры вершин:
шестерни
da1=d1+2mn;
da1=60+2×2,5=65 мм;
колеса
da2=d2+2mn;
da2=300+2×2,5=305 мм.
Ширина колеса:
b2=ybaaw; (14)
где yba=0,4 – коэффициент ширины венца;
b2=0,4×180=72 мм.
Ширина шестерни:
b1=b2+5;
b1=72+5=77 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ybd= 
; (15)
. 
Окружная скорость колес:
(16)
При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.
Принимаем значения коэффициентов: [1, с.39-40]:
KHb=1 ; KHV=1,09; KНa=1.
Определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHbKHVKHa;
КН=1×1×1,09 =1,09.
Проверяем контактные напряжения:
; (17)
Условие sH<[sH] выполнено: 368 < 467 МПа, следовательно, считаем, что контактная прочность передачи обеспечена.
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
Ft= 
(18)
Ft 
Радиальная
(19)
Fr 
Осевая
Fa=Fttgb; (20)
Fa=3533×0,2981 =1053 H.
Значение предела выносливости при нулевом цикле изгиба:
для шестерни
sFlimb1=1,8HB1;
sFlimb1=1,8×260=468 МПа;
для колеса
sFlimb2=1,8HB2;
sFlimb2=1,8×240=432 МПа.
Коэффициент безопасности:
[SF]=[SF]' [SF]'';
где [SF]'=1,75; [SF]''=1 [1, c.44];
[SF]=1,75×1=1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
; (21)
для колеса
; (22)
Эквивалентное число зубьев:
шестерни
(23)
колеса
(24)
Коэффициент, учитывающий форму зуба [1, с.42]:
YF1=3,8; YF2=3,6.
Находим отношение:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1, c.43]:
KFb=1,10.
Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [1, c.43]:
KFV=1,3.
Коэффициент нагрузки:
KF=KFbKFV;
КF=1,1×1,3=1,43.
Определяем коэффициенты:
Yb=1–b/1400;
Yb=1–16,60/1400=0,88;
KFa=0,92.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
; (25)
Условие sF<[sF]2 выполнено, 82<206 МПа.
 |
Предварительный расчет валов редуктора
Ведущий вал-шестерня:
Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при допускаемом напряжении [t]k=25 МПа:
 | (4.1) |
Принимаем 
Диаметр подшипниковых шеек
 | (4.2) |
Принимаем dп1=45 мм.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца ведомого вала по расчету на кручение:
Принимаем 
Диаметр подшипниковых шеек:
Принимаем 
Диаметр вала под зубчатое колесо:
 | (4.3) |
Принимаем 
 |
5. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Диаметр ступицы колеса: 
dст=1,2dк2=1,2×70=84 мм.
Длина ступицы колеса:
Lст2=(1,2¸1,5) dк2=(1,2¸1,5) 70=84¸105 мм.
Принимаем Lст2=90 мм.
Толщина обода:
d0=(2,5¸4)mn=(2,5¸4)×2,5=6,25¸10 мм;
принимаем d0=10 мм.
Толщина диска:
С=0,3b2=0,3×72=21,6 мм.
Принимаем C=22 мм.