Расчет духступенчатого редуктора (стр. 3 из 5)

- коэффициент; для прямозубых передач = 14

- крутящий момент на валу шестерни.

- коэффициент неравномерности нагрузки при расчете на изгибную прочность.

- коэффициент относительной ширины зубчатого колеса.

- число зубьев шестерни.

- допустимое напряжение изгиба.

Примечание: при проведении расчета модуль полученный по формуле (17) должен быть меньше либо равен модулю полученному при расчете геометрических элементов колес.

Величину

и определяем из графика рекомендации [3]:

Для 1 ступени

=4,15; =1,25; =0,315;

Для 2 ступени

=4,13; =1,2; =0,25;

=270 МПа

Подставляя величины в формулу (17) получим:

=0,53

=1,42

Модули удовлетворяют проверочному расчету.

Результаты проверочных расчетов зубчатых передач.

Наименование параметров	1 ступень		2 ступень
	шестерня	колесо	шестерня	колесо
материал зубчатого колеса	40 X H	40 X H	40 X H	40 X H
твердость НВ	220	200	220	200
передаточное число (i)	6,3		4
межосевое расстояние, мм	47		115
модуль m, мм	0,6		2
число зубьев	21	132	22	92
дополнительные контактные напряжения , мм	427	390	427	390
дополнительные напряжения изгиба , мм	282	270	282	270
ширина, мм	6	4,6	11,5	13

1. Расчет валов.

3.1. Предварительный расчет валов.

Конструкция вала зависит от шипа и размеров расположенных на нем деталей и способа закрепления в окружном и осевом направлениях.

Диаметр валов определяем по расчету на прочность по формуле:

(18)

где: T - крутящий момент на валу;

- допустимое касательное напряжение;

Подставим данные для нахождения диаметра быстроходного вала:

=6,8 мм

=12,4 мм - промежуточный

=19,6 мм - выходной

Из конструктивных соображений выбираем:

=7; =13; =20.

3.2. Подбор подшипников.

Подбор подшипников производим согласно данным [4] в зависимости от диаметров валов полученных в предварительном расчете. Технические характеристики подшипников приведенные в таблице соответствующие подшипникам сверхлегкой серии

, серии шарик 1 **, радиальных однополярных шарикоподшипников выбранных вследствие их дешевизны и прямозубого характера зацепления.

Технические характеристики подшипников.

Вал	условное обозначение	внутренний диаметр	ширина	внешний диаметр
входной		7
промежуточный		13
выходной		20

3.3. Проверочный расчет валов

Для проверочного расчета необходимо вычислить радиальную и окружную силы в зацеплении. Построим эпюры изгибающих моментов. Определим диаметры валов из условия прочности по изгибающим и крутящим моментам.

Окружная сила вычисляется по формуле:

(20)

где: T - крутящий момент на одном валу.

d - диаметр делительной окружности.

Радиальная сила вычисляется по формуле:

(21)

где:

- угол зацепления ( =

Суммарный изгибающий момент и эквивалентный момент определяются соответственно по формулам:

(22)

(22)

Для выполнения условия прочности значение

, (где - дополнительное напряжение) должно быть меньше рассчитанного нами ранее.

3.3.1. Быстроходный вал.

Определяем по формуле (20)

Н

Н

Н

Определяем по формуле (21)

:

Н

Н

Н

По формуле (22)

По формуле (23)

мм

Взятое нами значение для диаметра быстроходного вала превосходит диаметр проверочного расчета т.е. условие точности выполняется.

3.3.2.

Промежуточный вал.

Определяем по формуле (20)

Н

Н