Корректируем передаточное число цепной передачи

Расчет частот вращения и угловых скоростей сводим в таблицу.

Таблица 1.1 - Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и рабочей машины

Вал	Частота вращения вала, об/мин	Угловая скорость вала, рад/с
Вал А
Вал В
Вал С	n3=(по исходным данным)

Вращающие моменты:

на валу шестерни редуктора

где Р₁— требуемая мощность;

на валу колеса

на валу рабочей машины

2 Расчет зубчатой пары редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл.Б.3 приложения Б: для шестерни сталь 45, термическая обработка- улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где _Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл.Б.4 приложения Б для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

К_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1;

S_Hкоэффициент безопасности, S_Н=1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

для шестерни

для колеса

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Должно выполняться условие

Коэффициент К_Н несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл.Б.5 приложения Б, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию_ba=b/a_w=0,25…0,63 из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66^*: 0,10; 0,125; 0,16; 0,25; 0,315; 0,40; 0,50; 0,63; 0,80; 1,00; 1,25.

(Для прямозубых колес _ba  0,25, для шевронных _ba0,63).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

где для косозубых и шевронных колес К_а= 43,0; для прямозубых К_а=49,5; а передаточное число нашего редуктора u=u_ред.

Определяют межосевое расстояние и округляют его до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66^* (в мм):

1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800, 2240.

Первый ряд следует предпочитать второму.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Выбираем модуль в интервале (0,01-0,02) а_w и выравниваем его по ГОСТ 9563-60^**(в мм):

1-й ряд: 1; 1,25; 2; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20.

2-й ряд: 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22.

Первый ряд следует предпочитать второму.

Примем предварительно угол наклона зубьев =10^о и определим числа зубьев шестерни и колеса

принимаем z₁=(целое число);

тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

(1.21)

Диаметры вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2m_n ; (1.22)

d_a2 = d₂ + 2m_n. (1.23)

Ширина колеса b₂= _ba*a_w.

Ширина шестерни b₁= b₂+ 5 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(1.24)

Окружная скорость колес и степень точности передачи

(1.25)

По табл. Б.6 определяем степень точности.

Коэффициент нагрузки

(1.26)

где значения К_Н даны в табл. Б.7, К_Н в табл. Б. К_Н в табл. Б.9.

Проверку контактных напряжений проводим по формуле

(1.27)

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

(1.28)

радиальная

(1.29)

осевая

(1.30)