Расчет редуктора

 

                  4 Расчет зубчатой передачи 

     4.1 Проектный расчет 

     4.1.1 Определяем межосевое расстояние  передачи: 

(мм)

     где

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

U_ЗП - передаточное число закрытой передачи, равное 5,0

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

y_а - коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315

[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)

          где

     a_w = 102(мм) - межосевое расстояние передачи

     U_ЗП = 5,0 - передаточное число передачи 

     4.1.3 Определяем ширину венца колеса: 

  b₂ = ψ_a* a_w = 0,315*102 = 32,13(мм)

          где

     ψ_a = 0,315 - коэффициент ширины венца колеса

     a_w = 102(мм) - межосевое расстояние передачи 

     4.1.4 Определяем модуль зацепления: 

   (мм)

          где

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

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

    Принимаем: m_n=1,5(мм) 
 

     4.1.5 Определяем угол наклона зубьев  для косозубых передач: 

 

     4.1.6 Определяем суммарное число  зубьев шестерни и колеса: 

   (зубьев)

         где

     a_w - межосевое расстояние передачи, мм

     m_n - нормальный модуль зацепления, мм

     b_min - угол наклона зубьев 

     4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев: 

    

     4.1.8 Определяем число зубьев шестерни: 

   (зубьев) 

     4.1.9 Определяем число зубьев колеса: 

   (зубьев) 

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

    

     4.1.11 Определяем фактическое межосевое  расстояние передачи: 

   (мм) 

     4.1.12 Определяем основные геометрические  параметры передачи: 

  а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:

  

        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:

  

    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:

  

    где

    d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

    d₂ - делительный диаметр колеса, мм

    m_n - нормальный модуль зацепления, мм 

  г) Определяем ширину венца шестерни и  колеса:

  

    где

    a_w - межосевое расстояние передачи, мм

    y_а - коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315 

4.2 Проверочный расчет 

    4.2.1 Проверяем межосевое расстояние передачи a_w, мм: 

     

          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)

  где

    d₂ - делительный диаметр колеса, мм

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

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

  V₂ = (м/с)

  где

              w₂ - угловая скорость тихоходного вала,рад/с

              d₂ - делительный диаметр колеса, мм

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

  K_Нa = 1,125 

     4.2.4 Определяем значение коэффициента динамической нагрузки, К_Нu: 

     К_Нu = 1,01 

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

  ψ_α= ; К_Нb=1,1 

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

     

     £ 514,3(Н/мм²),

       где

     K - вспомогательный коэффициент равный 376

     U_ф = 5,0 - 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 =

         где

     Z_v1 = 23   – число зубьев шестерни

     Z_v2 = 116 – число зубьев колеса

     β = 9,4⁰ 
 

     4.2.9 Определяем коэффициент формы  зуба шестерни Y_F1 и колеса Y_F2: 

     Y_F1 = 3,93

       Y_F2 = 3,61 

     4.2.10 Определяем значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями K_F2: 

     K_F2= 0,91 

     4.2.11 Определяем значение коэффициента  неравномерности нагрузки K_Fβ: 

     K_Fβ= 1,095 

    4.2.12 Определяем значение коэффициента  динамической нагрузки K_FV: 

     K_FV= 1,03 

    4.2.13 Определяем значение коэффициента  наклона зуба Y_β: 

     Y_β= 1 -

         где

     β= 9,4⁰ - угол наклона зуба. 

     4.2.14 Проверяем напряжение изгиба  зубьев шестерни и колеса: 

    

     131,87 £ 191,97(Н/мм²)

     

       £ 220,55(Н/мм²)

     

          где

[σ]_F1 = 220,55(Н/мм²) - допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни

[σ]_F2 = 191,97(Н/мм²) – допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса 
 
 
 
 
 
 
 
 

     4.2.15 Составляем табличный ответ  расчета