Технический проект посолочного агрегата Я2-ФРЛ (стр. 6 из 11)
ширина шестерни:
b1 = b2 + 5 мм = 55 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
КН = КНβ · КНα · КНυ [14, стр. 294] (10.3.4)
Значения KHβ даны в табл. 3.5; при Ψbd= 0,88, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала KHβ = 1,08.
По табл. 3.4 при v = 0,26 м/с и 8-й степени точности KHa =1,06. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.
Таким образом, КН = 1,08 · 1,06 · 1=1,145
Проверка контактных напряжений по формуле:
Таким образом:
.Силы, действующие в зацеплении:
окружная:
радиальная:
осевая:
Fа = Ft·tgβ = 860·tg11°25'=167H
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
<[σF], [14, стр. 295] (10.3.5)Здесь коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · КFυ [14, стр. 295] (10.3.6)
По табл. 3.7 при
= 0,88, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,17. По табл. 3.8, KFv = 1,1. Таким образом, коэффициент KF = 1,17 • 1,1 = 1,287; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:у шестерни:
у колеса:
YFl = 3,64 и YF2 = 3,60.
Определяем коэффициенты
и 
по формулам: 
,где средние значения коэффициента торцового перекрытия
; степень точности n=8.Допускаемое напряжение:
[14, стр. 296] (10.3.7)
По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB< 350 σ0Flimb = 1,8HB.
Для шестерни:
σ0Flimb = 
= 415 МПа;
Для колеса:
σ0Flimb = 
=360 МПа.
[SF] = [SF]'[SF]" – коэффициент безопасности, где [SF]' = 1,75, [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни:
[σF1] =
= 237 МПа;для колеса:
[σF1] =
=206 МПа.Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение 
меньше. Найдем эти отношения:
для шестерни:
для колеса:
Проверку на изгиб проводим для колеса:
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
Допускаемое напряжение на кручение примем [τк] = 25 МПа. Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от напряжения клиноременной передачи.
Определим диаметр выходного конца вала
мм.Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда dB1=25 мм и dП1=30 мм.
Ведомый вал:
Допускаемое напряжение на кручение [τк] = 20 МПа.
Определяем диаметр выходного конца вала
мм.Принимаем ближайшее большое значение из стандартного ряда dB2=40 мм, dП1=45 мм и dК1=50 мм.
Прочностной расчет зубчатой передачи:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3): для шестерни: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения:
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
σHlimb= 2НВ + 70;
где KHL – коэффициент долговечности ; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3,10) гл. III:
[σH] = 0,45([σH1] + [σH2])
Для шестерни:
Для колеса:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:
[σH] = 0,45(482 + 428) = 410 МПа.
Требуемое условие [σH] < 1,23 [σH2] выполнено.
Коэффициент KHβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: KHβ = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba = b /aω = 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора i = 3,22.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 aw = 200 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn = (0.01 ÷ 0.02) аω=(0,01 ÷ 0,02) · 200=2÷4 мм
Принимаем по ГОСТ 9563 – 60 mn = 2,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z1 = 37; тогда Z2 = Z1 · i = 37·3,22= 119,14=119.
Уточненное значение угла наклона зубьев:
; β = 12°50'.Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
Проверка:
aω = 0,5(d1 + d2) = 0,5(94,9+305,1) = 200мм.
Диаметры вершин зубьев:
dа1 = d1 + 2mn = 94,9 + 2 • 2,5 = 99,9 мм;
dа2 = d2 + 2mn= 305,1 + 2 • 2,5 = 310,1 мм;
ширина колеса:
b2 = ψва · аω =0,4 · 200= 80мм;
ширина шестерни:
b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
КН = КНβ · КНα · КНυ
Значения KHβ даны в табл. 3.5; при Ψbd= 0,896, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала KHβ = 1,08.
По табл. 3.4 при u = 3,6 м/с и 8-й степени точности KHa =1,09. По табл. 3.6 для косозубых колес при u < 5 м/с имеем KHv = 1,0.
Таким образом, КН = 1,08 · 1,09 · 1=1,1772.
Проверка контактных напряжений:
Силы, действующие в зацеплении:
окружная:
радиальная:
осевая:
Fа = Ft·tgβ = 1935·tg12°50'=411H
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба: