4.2. Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Определяем межосевое расстояние , мм:

,

где – вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

и – передаточное число редуктора;

Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, ;

– коэффициент ширины венца для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

– среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев.

мм;

Округляя по ряду , получаю мм.

2. Определяем модуль зацепления т, мм:

,

где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

мм – делительный диаметр колеса;

мм – ширина венца колеса;

–допускаемое напряжение изгиба материала колес с менее прочным зубом, Н/мм²;

мм.

Округляя, получаем мм.

3. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

.

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес :

.

5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач :

.

6. Определяем число зубьев шестерни :

(из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев).

7. Определяем число зубьев колеса :

.

8. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного :

; .

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач, мм:

мм.

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Делительный диаметр:

Шестерня: мм;

Колесо: мм;

Диаметр вершин зубьев:

Шестерня: мм;

Колесо: мм;

Диаметр впадин зубьев:

Шестерня: мм;

Колесо: мм;

Ширина венца:

Шестерня: мм;

Колесо: мм.

4.3. Проверочный расчет передачи редуктора.

1. Проверяем межосевое расстояние , мм:

мм.

2. Проверим пригодность заготовок колес:

Условие пригодности колес: и ,

где , – по табл.3.

мм – диаметр заготовки шестерни; 67,32<125;

мм – толщина заготовки колеса; 49<80.

3. Проверяем контактные напряжения , Н/мм²:

,

где - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

Н – окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; для косозубых передач определяется по графику на 1/рис. 4.2 в зависимости от окружной скорости колес м/с и степени точности передачи (по 1/табл.4.2 – 9-я степень точности);

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубьев;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (1/табл. 4.3).

,

- что соответствует допустимой норме при недогрузке.

4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм²:

; ,

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности передачи;

– коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (прирабатывающихся зубьев);

– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (1/табл. 4.3);

и – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (определяются по 1/табл. 4.4 в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса);

Для определения коэффициентов и , находим эквивалентное число зубьев шестерни и колеса :

; ;

;

;

– коэффициент, учитывающий наклон зуба.

;

.

Таблица 4.

Проектный расчет
Межосевое расстояние		160 мм	Модуль зацепления			2,5 мм
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса			Диаметр делительной окружности: шестерни колеса
		48 мм				56,32 мм
		45 мм				263,68мм
Число зубьев: шестерни колеса			Диаметр окружности вершин: шестерни колеса
		22				61,32 мм
		103				268,68мм
Вид зубьев		косозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса
Угол наклона зубьев ,		12,42925				50,32мм
						257,68мм
Проверочный расчет
Параметры		Допускаемое значение		Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения , Н/мм2:		514,3		463,6	9,8%
Напряжения изгиба, Н/мм2		220,55		100,7	54,3%
		191,97		92,5	51,8%