(3.9)

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z_Σ=

(3.10)

Z_Σ=

146,7 принимаем Z_Σ=147.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosβ=

(3.11)

сosβ=

0,913

Тогда угол β=11⁰28^’.

Определяем действительное число зубьев шестерни:

(3.12)

=29,4

Принимаем Z₁=30

Число зубьев колеса:

Z₂=Z_Σ-Z₁ (3.13)

Z₂=147-30=117

Уточняем диаметры:

(3.12)

Уточняем межосевое расстояние:

(3.13)

Диаметры колёс:

(3.15)

(3.16)

Производим проверочный расчет по контактным напряжениям, для чего определяем:

окружную силу

(3.17)

(3.18)

окружную скорость определим по формуле

(3.19)

По таблице 9.10 [1] назначаем 9-ю степень точности. По таблице 9.9 [1] g₀=73, по таблице 9.7 [1] δ_Н=0,002. Удельная окружная динамическая сила по формуле (3.20).

(3.20)

где δ_Н– коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев. Значения δ_Нпри расчете на контактные и изгибные напряжения различны; g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; v – окружная скорость, м/с.

Отсюда удельная окружная динамическая сила равна:

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле (3.21).

(3.21)

По формуле

(3.22)

По формуле

(3.23)

(рис.9.7 [1]).

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле (3.22).

Определяем расчетное контактное напряжение по формуле

,(3.24)

где

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при Х=0 и Х_Σ =0

=20⁰,

=1,77 cos β;

- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (Е_пр – приведенный модуль упругости материала зубчатых колес, v - коэффициент Пуассона); для стальных колес

;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач

; для косозубых и шевронных при

;

- удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

Учитывая, что Z_H=1,77·cos11⁰²⁸’=1,71; Z_M=275.

(3.25)

Недогрузка 1,9% <

Проверка по напряжениям изгиба:

(3.26)

Находим значение коэффициента в зависимости от числа зубьев: Y_F₁=3,9, Y_F₂=3,6 по графику 9.6 [1].

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Расчет производим по шестерне.

При

;

(3.27)

По графику

По таблице 9.8 [1]

=0,006; g₀=73.

Из выражения (3.21)

По формуле (3.22) определяем

По формуле (3.23)

Напряжение изгиба определяем по формуле (3.24)

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

4. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Делительный диаметр шестерни d1 (мм) определяется из условия обеспечения контактной прочности по формуле из условия соосности межосевое расстояние а_w=150 мм.

мм

Определяем коэффициент

где

=1,03, K_d=770

Рабочая ширина быстроходной ступени

Принимаем

=50 мм.

Для определения остальных диаметров зубчатых колес необходимо найти модуль, ориентировочное значение которого можно вычислить по формуле

(4.1)

На основании рекомендации принимаем параметр

=25 и определяем модуль зацепления по формуле (4.1):

Расчет двухступенчатых цилиндрических редукторов (стр. 3 из 6)

4. РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА