Проектирование горизонтального цилиндрического редуктора (стр. 4 из 13)
, 
.Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни
и колеса 
: 
, 
.Выбираем окончательное допускаемое контактное напряжение
, как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.При этом выполняется условие
.3. Определение допускаемых напряжений изгиба.
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни
: 
,где
– число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости, 
циклов.Так как
, то принимаем. 
Определяем коэффициент долговечности для зубьев колеса
: 
.Так как
, то принимаем 
.Находим допускаемые напряжения изгиба для шестерни
и колеса 
, соответствующие пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений 
: 
, 
.Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни
и колеса 
: 
, 
.Для расчета модуля зацепления используют допускаемое напряжение
, как меньшее из полученных значений для шестерни и колеса.4.2 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние
: 
,где
(для косозубых передач) – вспомогательный коэффициент, 
(для шестерни в нестандартных цилиндрических редукторах) – коэффициент ширины венца колеса, для расчета принимаем 
, 
– передаточное число редуктора, 
- вращающий момент на тихоходном валу, 
- допускаемое контактное напряжение, 
(для прирабатывающихся зубьев) – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. 
Округлив
до стандартного значения, получаем 
.2. Определяем модуль зацепления
: 
,где
(для косозубых передач) – вспомогательный коэффициент, 
- делительный диаметр колеса, 
– ширина венца колеса, 
– допускаемое напряжение изгиба материала колеса, 
– вращающий момент на тихоходном валу. 
.Округлив значение модуля зацепления
в большую сторону до стандартного значения, в целях обеспечения угла наклона зубьев 
принимаем 
.Тогда угол наклона зубьев для косозубой передачи будет равен:
.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
.Округлив
в меньшую сторону до целого числа, получаем значение суммарного числа зубьев 
.4. Уточним действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:
.5. Определяем число зубьев шестерни:
.Округлив
до ближайшего целого числа, получаем значение числа зубьев шестерни 
. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется 
, при найденном значении это условие выполняется.6. Определяем число зубьев колеса:
.7. Находим фактическое передаточное число:
.Проверяем фактического передаточного числа от заданного
: 
.Норма передаточного числа выполняется.
8. Определяем фактическое межосевое расстояние:
9. Находим фактические основные геометрические параметры шестерни:
– делительный диаметр, 
– диаметр вершин зубьев, 
– диаметр впадин зубьев, 
– ширина венца, округлив до целого стандартного значения по ряду Ra40, получаем значение 
.10. Находим фактические основные геометрические параметры колеса:
– делительный диаметр, 
– диаметр вершин зубьев, 
– диаметр впадин зубьев, 
– ширина венца, округлив до целого стандартного значения по ряду Ra40, получаем значение 
.