7. Ширина венца колеса и шестерни:

b₂=_ba^. а_w= 0,4^. 140 =56 мм,

b₁= b₂+3=59 мм.

8. Нормальный модуль.

K_m К_F ^.T1^.(u+1) 2,8^.10^3. 1,56^.104( 3,55+1)

m_min= ----------------- = --------------------------- = 1,35 мм

b₂^. а_w^. []_F1 56^. 140^. 196

По табл. 11.1.(ГОСТ2185-66) принимаем m = 2 мм.

9. Угол наклона зубьев и число зубьев колес:

а) Предварительно определяем минимальный угол наклона зубьев

_min =arcsin (4^.m/ b₂) = arcsin (4^.2/56) = 8,217377 град. Условие _min> 8 ⁰ выполнено.

б) Суммарное число зубьев

Z_c=2^. а_w^. Cos _min/m = 2^. 140^. Cos8,217377/2 = 138,564065

Принимаем Z_c =138.

в) Фактический угол наклона зуба

 = arccos(0,5^. Z₂ ^. m/ а_w) = arccos(0,5^.108 ^. 2/140) = 9,6994

г) Число зубьев шестерни и колеса

Z₁= Z_c/(u+1) = 138/(3,55+1) = 30,3296703

Принимаем Z₁=30

Z₂= Z_c- Z₁=138-30=108

10. Фактическое передаточное число

u_ф= Z₂/ Z₁=3,6

11. Проверочный расчет на контактную прочность

8400 К_H^.T₁ (u+1)³ 8400 1,5 ^. 104 ^.(3,55+1)³

_H = -------- ---------------- = --------- ------------------ = 491 МПа,

а_w b₂^.u 140 56^. 3,55

что меньше допускаемого []_H = 518 МПа, контактная прочность обеспечена. Рассчитанные параметры передачи считаем окончательными.

12. Силы в зацеплении.

Окружная сила

F_t=10^3.T₁(u+1)/ а_w= 10^3. 104^.(3,55+1)/ 140 = 3380 Н

Радиальная сила

Fr= F_t ^. Tg /cos=3380^. Tg 20/cos9,6994 = 1248Н

Осевая сила

F_a= F_t^. Tg = 1248^. Tg9,6994 =577 Н.

13. Проверочный расчет на прочность при изгибе

а) Эквивалентное число зубьев

Z_v1 = Z₁/cos³ = 31,3

Z_v2 = Z₂/cos³ =112,8

б) По табл.13.1 принимаем коэффициенты формы зуба

Y_Fs1=3,89, Y_Fs2=3,59.

в) Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_=1-/100⁰= 1-9,6994/100 = 0,9

г) Для косозубых колес коэффициент учитывающий перекрытие зубьевY=0,65.

д)Расчетные напряжения изгиба в основании ножки зуба:

колеса

К_F^. F_t 1,56 ^. 3380

 _F2 = -------- Y_Fs2 Y_ Y = -------------- ^. 3,59^. 0,9 ^. 0,65 99 МПа < []_F1=172 МПа

b₂^.m 56 ^. 2

шестерни

 _F1 =  _F2 Y_Fs1/ Y_Fs2 = 172 ^. 3,89/3,59=107 МПа < []_F1=196 МПа.

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

14. Основные геометрические размеры передачи.

Делительные диаметры.

d₁=mz₁/cos = 2 ^. 30/ cos=60,9 мм

d₂=mz₂/cos = 2 ^. 108 / cos=219,1мм

Диаметры вершин.

d_а1= d₁+2m =60,9+2 ^. 2 = 64,9 мм,

d_а2= d₂+2m =219,1 +2 ^. 2 = 223,1 мм,

Диаметры впадин

d_f1= d₁-2,5m =60,9-2,5 ^. 2 = 55,9 мм,

d_f2= d₂-2,5m =219,1 -2,5 ^. 2 = 214,1мм,

Межосевое расстояние

а_w=( d₁+ d₂)/2 =( 60,9+219,1)/2 = 140 мм.

Окр. скорость зубчатого колеса V = ^.d₁^.n₁/60000 = 3.14^. 60,9^. 177/60000 = 0,6 м/с.

3. Эскизное проектирование

3.1. Предварительные размеры валов и назначение подшипников.

Тихоходный вал.

Определим исходя из статической прочности на кручение при максимальном моменте диаметр выходного конца вала (рис.3.1 б)

3 Т₂ 3 380 ^. 1000

d_в = --------------- = ------------- = 42 мм.

0,2 [τ] 0,2 ^. 25

По стандарту принимаем d_в = 45 мм, длину выходного участка согласуем со стандартной длиной для данного диаметра l_в= 58 мм.

Остальные диаметры вала назначим конструктивно в соответствии с рекомендациями п.3 [1].

d_п = 50 мм;

Назначаем подшипники средней серии № 310 ГОСТ 8338 – 75^* с характеристиками: С = 62 кН, Со = 36 кН. (50 ^x 100 ^x 27)

d_к =50+3^.2 = 56 мм. d_бп= d_бк = 60 мм.

Остальные осевые размеры получим при компоновке редуктора.

Быстроходный вал. (Рис.3.1 а)

Рассуждая аналогично, получим

3 Т₁ 3 104 ^. 1000

d_в = --------------- = ------------- = 29 мм.

0,2 [τ] 0,2 ^. 17

По стандарту принимаем d_в = 32 мм, длину выходного участка согласуем со стандартной длиной для данного диаметра l_в= 58 мм.

d_п = 35 мм;

Назначаем подшипники средней серии № 307 ГОСТ 8338 – 75^*

d_бп= d_бк = 40 мм.

Остальные осевые размеры также получим при компоновке редуктора.

Основные размеры корпуса.

Зазор между внутренними стенками редуктора и колесами [1]:

а = (2 ^. а_w)^0,333+3 =(2 ^. 140)^0,33+3 = 9 мм

Конструкцию корпуса редуктора примем по рис.3.1. [1]. Толщина стенки корпуса и крышки

=1,8 ^. Т₂^0,25= 8 мм.

Диаметры винтов, для соединения крышки с корпусом

d = 1,25 ^. 380^0,33 = 9 мм

Принимаем М10, число винтов z = 6. Диаметр отверстия под винты d₀=12 мм. Диаметр штифтов d_шт = 6 мм. Диаметр винтового крепления корпуса к раме d_ф = 1,25 ^. d =1,25 ^. 8 = 12,5 мм. Принимаем М14, число винтов n = 4.

Размеры отдельных элементов корпусных деталей по [1]:

h₁= 0,5 ^.  = 4 мм, b = 12 мм, b₁ = 12 мм, f = 5 мм, l = 18 мм, D_бб =1,25D+10 = 110 мм. , D_бт =1,25D+10 = 135 мм.

Условие размещения винта между подшипниками

а_w=140 ≥ 0,5 ^. (D_б + D_т) + d + 4 мм = 0,5 ^. (80+ 100) +10 + 4 =104 мм выполняется.