2.2 Расчет редукторной передачи.

1. Начальные данные:

Ψа=0,3 ÷ 0,5;

U_р 2 ;

К_а = 43 ;

[ _Н ] = 491 МПа.

2. Значение = 1принимаем из таблицы П.16[1] .

3. Межосевое расстояние:

;

α_ω = 43•(2+1) • = 100 мм.

По ГОСТ 2185-66 ближайшее межосевое расстояние α_ω = 100 мм.

2. m=(0,01 0,02) 100 = 2 мм;

Нормальный модуль зацепления принимаем по ГОСТ 9563-60 m=2 мм.

3.Угол наклона зубьев:

β`= arcsin( ) = ( ) = arcsin 0,175 = 10,08°.

cos β`=0,9845 0,985

4. - суммарное число зубьев.

Z_c = = 98,5 = 99.

5. Число зубьев шестерни:

Z₁ = = = 33.

6. Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_c - Z₁ = 99-33 = 66.

7. Фактическое передаточное число:

U_ф= = = 2.

8. Отклонение от заданного:

U = 0.

9.Окончательный угол наклона зубьев:

Β = arccos =arccos = arcсos 0,99 = 9°.

Расчет геометрических параметров передачи.

1. α_ω= = 2 • = 100 мм, что совпадает с исходным значением α_ω.

2. Делительный диаметр шестерни:

d₁= = = 66,66 мм.

3. Делительный диаметр колеса:

d₂ = = = 133,33 мм.

4. Начальный диаметр:

d_w1 = = = 66,66 мм – шестерни;

d_w2 = = = 33,33мм – колеса.

5. Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2•m = 66,66+2•2 = 71мм – шестерни;

d_a2 = d₂ + 2•m = 133+2•2 = 137 мм – колеса.

6. Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

d_f1 = d₁ - 2,5•m = 66 – 2.5•2 = 61 мм;

d_f2 = d₂ - 2,5•m = 133 – 2.5•2 = 128 мм.

7. Ширина колеса:

b₂ = Ψа• α_ω= 0,4•100 = 40 мм.

8. Ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5 = 40 + 5 = 45 мм.

Угол профиля исходного контура α = 20°.

Проверочный расчет на контактную прочность.

Окружная скорость колеса:

м/с.

Принимаем 9-ю степень точности.

Коэффициент динамической нагрузки:

Из таблицы П. 14[1] принимаем .

Коэффициент ширины колеса:

Коэффициент концентрации нагрузки:

Из таблицы П. 15[1] принимаем ;

Коэффициент нагрузки:

.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

Из табл. П. 16[1] принимаем ;

Коэффициент торцевого перекрытия:

Из табл. П. 16[1] принимаем .

Коэффициент повышения прочности косозубой передачи по контактной напряженности:

Контактное напряжение:

МПа.

Перегрузка не превышает 5%

Проверочный расчет зубьев на изгибающую прочность.

Эквивалентное число зубьев:

- шестерни;

- колеса.

Коэффициент формы зуба:

- шестерни;

- колеса.

Коэффициент динамической нагрузки:

Из таблицы П. 18[1] принимаем .

Коэффициент концентрации нагрузки:

Из таблицы П. 19[1] принимаем .

Коэффициент нагрузки:

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

Из таблицы П. 20[1] принимаем

Коэффициент повышения прочности косозубой передачи по напряжениям изгиба:

Напряжение изгиба:

Расчет ведем по т. к. оно наименьшее

МПа

Проверка на кратковременную перегрузку.

Максимальное контактное напряжение:

.

2.3 Нагрузка валов редуктора

Окружная сила на шестерне и колесе:

;

Радиальная сила на шестерне и колесе:

;

Осевая сила на шестерне и колесе:

.

2.4 Проектный расчет валов

Быстроходный вал:

Примем по ГОСТ 21424-75 d =21 мм.

Диаметр вала под подшипником:

. Принимаем мм (по табл. П 34[1]).

мм. По рис. 3.16[1] принимаем мм.

Диаметр упорного буртика:

.

мм. По рис. 3.16[1] принимаем мм.

Предварительно по ГОСТ 831-75 выбираем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные. Из таблицы П. 35[1] при принимаем подшипники однорядные легкой узкой серии.

Условное обозначение 36206:

;

.

Грузоподъемность:

Динамическая ;

Статическая .

Тихоходный вал:

;

Приму по ГОСТ =26 мм.

Диаметр вала под подшипником:

. Но так как подшипника с таким диаметром нет, принимаем мм (по табл. П 34[1]).

мм. По рис. 3.16[1] принимаем мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом:

. Принимаем =42 (по табл. П 34[1]).

мм. По рис. 3.16[1] принимаем мм.

Диаметр упорного буртика:

. Принимаем =50 (по табл. П 34[1]).

мм. По рис. 3.16[1] принимаем мм.

Предварительно по ГОСТ 831-75 выбираем шарикоподшипники радиально-упорные однорядные. Из таблицы П. 35[1] при принимаем подшипники однорядные легкой узкой серии.

Условное обозначение 36207:

;

;

;

Грузоподъемность:

Динамическая ;

Статическая .