Расчет редуктора прямозубого

S_F – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:

                                                   (10)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;

 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок ; для литых заготовок ;

   

   2.4 Проектировочный  расчет на контактную  выносливость

   Определяем  межосевое расстояние передачи, мм

,                                (11)

где  K_a – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач K_a = 49,5 МПа^1/3;

ψ_ba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψ_ba = 0,25;

u_ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, u_ред = 4;

Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Т₂ = 69,1 Н∙м;

[σ_H] – допускаемые контактные напряжения, [σ_H] = 390,9 МПа;

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K_Нβ = 1;

   

   принимаем a_w = 120 мм.

   По  эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм

                                                (12)

   

   принимаем m = 2 мм.

   Определяем  числа зубьев шестерни и колеса

                                       (13)

   

   

   принимаем z₁ = 24; z₂ = 96.

   Определяем  фактическое передаточное число зубчатой передачи

    ;                                                      (14)

   

   Определяем  расхождение с ранее принятым передаточным числом

   

 

   Определяем  делительные диаметры колес, мм

                                                           (15)

   

   

   Уточняем  межосевое расстояние

                                                       (16)

   

   Определяем  рабочую ширину венца колеса

    ;                                                   (17)

   

   принимаем b₂ = 30 мм.

   Определяем  ширину венца шестерни

    ;                                                 (18)

   

;

   принимаем b₁ = 34 мм.

   Определяем  диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

                                                      (19)

   

   

   Определяем  диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

                                                    (20)

   

   

   Определяем  окружную скорость колес, м/с

    .                                                   (21)

   

   В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи. 
 
 
 
 

   2.5 Проверочный расчет  на контактную  выносливость

   Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

    ,          (22)

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Hα = 1;

K_Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K_Нβ = 1;

K_Hυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Hυ = 1,113;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач Z_H  = 1,76;

Z_М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z_М = 275  МПа^1/2;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

    ,                                               (23)

   где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия;

    ;                                       (24)

   

;

   

;

   

.

Недогрузка  передачи составляет:

.

   2.6 Проверочный расчет  на выносливость  при изгибе

   Определяем  для шестерни и колеса коэффициент  формы зуба

                          при z₁ = 24;        Y_F1 = 3,938;

                          при z₂ = 96;        Y_F2 = 3,602.

   Определяем  отношения:

   

         

   Дальнейший  расчет выполняем по материалу колеса

   Выносливость  зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:

    ,                    (25)

   где  Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Y_β = 1;

K_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Fα = 1;

K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся передач K_Fβ = 1;

K_Fυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Fυ = 1,274;

   

   Все параметры зацепления передачи сводим в таблицу 6

  Таблица 6 – Параметры зацепления зубчатой передачи

 

 

   

   3 Проектный расчет валов

   Определение  размеров ступеней валов приведено  в таблице 7

Таблица 7 – Определение размеров ступеней валов

 

   

   Рисунок 3 – Конструкция быстроходного вала 

   

   Рисунок 4 – Конструкция тихоходного вала 

4 Конструирование зубчатых колес