Расчет редуктора

     3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

     (Н/мм²)                                                      (3.17)

     (Н/мм²)                                                         (3.18)

     3.1.9 Примем значения[σ]_F1 и [σ]_F2 на 25% меньше расчётного:

   (Н/мм²)                                                                      (3.19)

   (Н/мм²)                                                                          (3.20)

  Принимаем _F = 162,225 (Н/мм²), т.к. выбираем по менее прочным зубьям.

     3.12 Составляем табличный ответ  расчета: 

                       

    4 Расчет зубчатой передачи

     4.1 Проектный расчет

     4.1.1 Определяем межосевое расстояние  передачи:

(мм)                (4.1)

     где:

K_a - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43

U_ЗП - передаточное число закрытой передачи, равное 5,6

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

y_а - коэффициент ширины венца колеса, равное 0,4

[s]_н - допускаемое контактное напряжение, H/мм²

K_нb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1

Принимаем: (мм)

     4.1.2 Определяем делительный диаметр  колеса:

   (мм)                                                              (4.2)

          где:

     a_w - межосевое расстояние передачи

     u_зп - передаточное число передачи

     4.1.3 Определяем ширину венца колеса:

  b₂ = ψ_a* a_w = 0,4*110 = 44 (мм)                                                                                   (4.3)

          где:

     ψ_a - коэффициент ширины венца колеса

     a_w  - межосевое расстояние передачи

      4.1.4 Определяем модуль зацепления:

   (мм)                                                  (4.4)

          где:

K_m - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8

     Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

    Полученное  значение модуля зацепления по ГОСТ 9563-60 принимаем: m_n=2 (мм) 
 
 

     4.1.5 Определяем угол наклона зубьев  для косозубых передач:

                                                                         (4.5)

     4.1.6 Определяем суммарное число  зубьев шестерни и колеса:

   (зубьев)                                            (4.6)   

         где:

     a_w - межосевое расстояние передачи, мм

     m_n - нормальный модуль зацепления, мм

     b_min - угол наклона зубьев

Полученное  значение округляем в меньшую  сторону до целого числа: =108

    4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

                                             (4.7)

     4.1.8 Определяем число зубьев шестерни:

   (зубьев)                                                                            (4.8)

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа =18 (зубьев)

     4.1.9 Определяем число зубьев колеса:

   (зубьев)                                                                            (4.9)

4.1.10 Определяем фактическое передаточное  число передачи и проверяем  его отклонение от заданного:

                                 (4.10), (4.11)

     4.1.11 Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:

   (мм)                                                        (4.12)

     
 
 
 
 
 

    4.1.12 Определяем основные геометрические параметры передачи:

  а) Определяем делительный диаметр  шестерни и колеса:

                                          (4.13), (4.14)

  где:

  m_n - нормальный модуль зацепления, мм

  Z₁ - число зубьев шестерни

  Z₂ - число зубьев колеса

  b - угол наклона зубьев

  б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

                                              (4.15), (4.16)

    где:

    d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

    d₂ - делительный диаметр колеса, мм

    m_n - нормальный модуль зацепления, мм

  в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

                                       (4.17), (4.18)

    где:

    d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

    d₂ - делительный диаметр колеса, мм

    m_n - нормальный модуль зацепления, мм

  г) Определяем ширину венца шестерни и  колеса:

                                                          (4.19), (4.20)

    где:

    a_w - межосевое расстояние передачи, мм

    y_а - коэффициент ширины венца колеса, равное 0,4

Значения  ширины зубчатых венцов округляем до целого числа по нормальным линейным размерам:   =42 (мм)

                   =45 (мм)  
 

4.2 Проверочный  расчет

     4.2.1 Проверяем межосевое расстояние  передачи a_w, мм:

                                                                         (4.21)

          где

    d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

    d₂ - делительный диаметр колеса, мм

                 a_w - межосевое расстояние передачи, мм.

     4.2.2 Определяем окружную силу  в зацеплении F_t, H:

   (Н)                                                   (4.22)

    4.2.3 Определяем окружную скорость колеса передачи V , м / с:

  V₂ = (м/с)                                                                  (4.23)

4.2.3 Определим значение коэффициента, учитывающего распределение нагрузки между зубьями, K_Нa:

  K_Нa = 1,068

     4.2.4 Определяем значение коэффициента  динамической нагрузки, К_Нu:

     К_Нu = 1,02

4.2.5 Определяем  значение коэффициента неравномерности  нагрузки по длине зуба, К_Нb:

  ψ_α=                                                                                                    (4.24)

    К_Нb=1,05

     4.2.7 Проверяем контактное напряжение [σ]_н, (Н/мм²):

   (Н/мм²) (4.25)

      (Н/мм²) ≤ 445 (Н/мм²),

       где:

     K - вспомогательный коэффициент равный 376

     U_ф - фактическое передаточное число

     d₂ - делительный диаметр колеса, мм

     в₂ - ширина венца колеса, мм 

   

    4.2.8 Определяем эквивалентные числа зубьев, шестерни и колеса:

     Z_v1 = ; Z_v2 =                        (4.26)

         где:

     Z₁, Z₂ – число зубьев шестерни и колеса

     4.2.9 Определяем коэффициент формы  зуба шестерни Y_F1 и колеса Y_F2:

     Y_F1 = 4,07 Y_F2 = 3,6

     4.2.10 Определяем значение коэффициента  распределения нагрузки между зубьями K_F2: