Сборка редуктора

"right">. Принимаем  .     (2,49)

          Определим внутренний диаметр  обода:

. Принимаем  (2,50)

      Определим толщину диска:

                   (2,51)

      Определим диаметр отверстий:

  Принимаем

          (2,52)

      Определим диаметр центров отверстий:

.             (2,53)

      Определим длину шпонки:

. По ГОСТ 23360-78 принимаем  

Сечение шпонки: 

             Шпонка 14×9×40 ГОСТ 23360-78

3. Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

 
 

1. Исходные  данные.

 

Передаточное  число:

    

Угловые скорости валов:

                           

Частоты вращения валов:

об/мин               об/мин  

Крутящие моменты  на шестерне и колесе:  

             Нм                          Нм          

               График нагрузки:

                              

                               

                                    

                Годовой коэффициент:            

                Суточный коэффициент:                                        

                Срок службы:                        лет. 

2. Выбор материала.

 

             Для колеса выбираем сталь  40Х с улучшением до HB 243-271, для  шестерни сталь 40Х с закалкой  ТВЧ до HRC 50-54. 
 
 

3. Определяем  допускаемые напряжения.

 

Допускаемые касательные напряжения определяются по формуле:

                                                                          (3.1)

где:   предел контактной выносливости поверхности зуба.

            МПа

             МПа

          коэффициент безопасности.

           коэффициент долговечности.

Полный срок службы передачи:

  ч  (3.2)

Эквивалентное число циклов нагружения:

                                                                 (3.3)

             Для шестерни: 

              Для колеса: 

           По графику находим базовые циклы нагружения: 
 

          Вычисляем коэффициент долговечности:

                    (3.4)

                             (3.5)

          Допускаемые контактные напряжения будут равны: 
 

         Для передачи:

    (3.6)

                                   (3.7)

         Принимаем   .            

          Допускаемые напряжения на изгиб.

                                                                                    (3.8)

             где:   предел выносливости на изгиб.

            МПа

             МПа

         

Эквивалентное число циклов нагружения:

                                                                 (3.9)

         Для шестерни: 

          Для колеса: 
 

         Базовые числа циклов для шестерни и колеса принимаем равными: 

         принимаем равным 1 для шестерни и колеса. 
 

           Допускаемые контактные напряжения  при действии максимальных нагрузок:

  МПа                               (3.10)

  МПа                               (3.11)

             Для передачи выбираем: МПа

             Допускаемые напряжения изгиба  при действии максимальных нагрузок:

             МПа                              (3.12)

   МПа                         (3.13) 

              Для передачи выбираем: МПа 

4. Определение межосевого расстояния:

 

                                           (3.14)

Где:   

                        

                         

                         

                         

                                                                 (3.15) 

             Получим: 
 
 

            Принимаем стандартное значение  
 

5. Определение модуля.

 

Определение модуля производим в интервале 

              Принимаем стандартное значение модуля 
 

6. Геометрический  расчет.

 

     Задамъеся ориентировочным углом наклона  зубьев β для раздвоенной ступени  β=30⁰.

     Определим числа зубьев шестерни и колеса:

                              (3,16)

     Принимаем z₃=29, тогда z₄ =z₃*U=29*2.8=81,2. Принимаем z₄=81. (3.17)

                             (3.18) 
 
 
 

     Найдем  делительные диаметры колёс по формулам

,                       (3,19)

.                       (3,20)

     Проверим  значение межосевого расстояния по формуле

.                   (3,21)

      Найдем  диаметры вершин зубьев

d_a3=d₃+2_*m=65.9+2_*2=69,9 (мм),                           (3,22)

d_a4=d₄+2_*m=184.1+2_*2=188,1 (мм).                          (3,23)

      Найдем  диаметры впадин зубьев

d_f3=d₃-2,5_*m=65.9-2,5_*2=60,9 (мм),                          (3,24)

d_f4=d₄-2,5_*m=184,1-2,5_*2=179,1 (мм).                         (3,25)

      Определим ширину колеса b₃ и шестерни b₄:

b₄=a_W*ψ_ba=125_*0,5=62,5(мм), Принимаем b₄=65мм.           (3,26)

b₃=b₄+5=70 мм                                            (3,27)

V=0.5*65.9*21.206*10^-3=0.698                              (3,28)

ψ_bd=b/d=70/184,1=0.380                                       (3,29) 
 

     3.7 Проверка по контактным  напряжениям. 
 
 
 
 

            (табл. 3.4 стр. 39)

           (табл. 3.5 стр. 39)

            ,0 
 

     Условие выполняется.                                                                     (3,30) 

     3.8 Определяем силы  действующие в  зацеплении. 

           Окружная:

                                                    (3,31) 

               Радиальная:

                                     (3,32)  
 
 
 
 
 

      3.9 Проверяем зубья  на выносливость  по напряжениям  изгиба.

       
 

     По  таблице 3.7 и 3.8 стр.43 при ψ_bd=0,380, твердости НВ≤350 и симметричного расположения зубчатых колес относительно опор: 
 

      Определяем  Y_F шестерни и колеса:

Шестерня:                                                         (3,33)

            Y_F3=3,66

Колесо:                                                       (3,34)

            Y_F4=3,60

Находим отношение  :

      Для шестерни -                                                                (3,35)

Для колеса      -                                                               (3,36)

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение  меньше.

                                                              (3,37) 
 

 
 
 

Проверяем прочность  зуба колеса  

Условие прочности выполняется.                                                        (3,38) 

10. Расчет  на контактную прочность  при действии максимальной нагрузки.