1Этап. Кинематический расчёт редуктора.

КПД пары зубчатых колёс (табл.1,1 с.5) η₁=

КПД пары подшипников η₂=

КПД редуктора

η= η ₁ η²₂=

Передаточное отношение редуктора

U_р =ω_1/ω₂=

По ГОСТ (с. ) принимаем U_р =

Уточняем угловую скорость и частоту вращения:

ведущий вал ω₁=

n₁=30ω₁/π =

ведомый вал ω₂= ω_1/ U_р=

n₂=30ω₂/π=

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Т₁= Р_1/ω₁=

на валу колеса

Т₂= Т₁ U_р

2 Этап. Расчёт зубчатых колёс редуктора.

Выбор материала и расчётных коэффициентов аналогичен примеру.

При расчёте межцентрового расстояния брать момент на ведомом валу редуктора. Полученное межцентровое расстояние округлять до ближайшего стандартного (стр.36).

Модуль по возможности выбирать целым (стандартным).

В зависимости от передачи выбирать угол наклона. Для прямозубой -0 ⁰.

Контактное напряжение рабочее отличается от допус­каемого на -10/+5 %.

Напряжение изгиба должно быть только меньше допус­каемого.

Выбираем материалы для зубчатых колёс такие же как в §12.1. Для шестерни сталь , термообработка-улучшение,

твёрдость НВ ; для колеса сталь , термообработка-улучшение, твёрдость НВ .

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых ко­лёс из указанных материалов

[σн] = МПа.

Примем коэффициент ширины венца

Ψ_ва =

Коэффициент К_нβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл.3.1. Несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор, примем значение этого коэффициента как в случае несимметричного расположения колёс, так как со стороны клиноремённой передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев:

К_нβ = .

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

a_w = К_а (u+1) = , где К_а = 49,5; u= .

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

a_w = мм (см. стр. 36)

Нормальный модуль m_n=(0,01÷0,02) a_{w =}

принимаем по ГОСТ 9563 -60 m_n= мм.

Примем предварительно наклон зубьев β= 0^º

^{Число зубьев шестерни (см. формулу 3.12)}

Z₁ = =

принимаем Z₁ = ;

тогда Z₁ = Z₁ ·u =

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

d1 = m_n Z₁ =

d2 = m_n Z₂ =

Проверка:

а_w= =

Диаметры вершин зубьев:

da ₁= d₁ + 2 m_n =

da₂ = d₂ + 2 mn_n=

Ширина колеса:

b ₂= Ψва а_w =

b₁ = b₂ +5 =

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψ_вd = =

Окружная скорость колёс:

ν= =

Коэффициент нагрузки:

К_н = К_{н β} К_{н α} К_{н ν}

По табл. 3.5 при Ψ = , твёрдости НВ ≤ 350 и симметричном расположением колёс коэффициент К_{н β} =

По табл. 3.4 при V= м/с и 8-й степени точности коэффициент К_{н α} =

По табл. 3.6 К_{н ν} =

Таким образом,

К_н =

Проверяем контактные напряжения по формуле (3.6):

σн = =

что менее [σн ]= Мпа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная F_t =

Радиальная F_r = F_t

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба (см. формулу 3.25)

σ_F = ≤ [σ_F }

коэффициент нагрузки К_F = К_{F β} К_{F υ} (см. стр. 42).

По таблице 3.7 при ^ψ_bd = , твёрдости НВ ≤350 и симметричном расположении зубчатых колёс относительно опор коэффициент

К_{F β} ≈.

Таким образом К_F =

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев Z_u (см. пояснения к формуле 3.25):

у шестерни Z_u1 =

у колеса Z_u2 =

Коэффициенты Y_F1 = и Y_F2 = (см. стр.42)

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле: [σ_F ] =

По таблице 3.9 для стали улучшенной предел выносливости при нулевом цикле изгиба σ⁰_F lim b

Для шестерни σ⁰_F lim b=

Для колеса σ⁰_F lim b=

Коэффициент безопасности [S_F] = [S_F] ^' [S_F] ^'′ (см. пояснения к формуле 3,24).

По таблице 3.9 [SF] ^'=1,75 для стали 45 улучшенной;

Коэффициент [S_F] ^'′= 1 для поковок и штамповок;

Следовательно [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ_F1 ] =

^{для колеса} [σ_F2 ] =

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, у которого отношение меньше.

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для (см. формулу 3.25):

σ_F = =