Определяем ширины шестерни по диаметру.

, (2.16)

где: b₁ – ширина зуба для шестерни, мм;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

Определяем окружная скорость колес.

м/с (2.17)

Степень точности передачи: для косозубых колес

при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки.

(2.18)

По таблице 3.5 [1] при ψ_bd = 1,0 твердости НВ< 350

и несимметричном расположении колес коэффициент К_Нβ = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ν =3,8 м/с и 8-й степени точности

коэффициент К_Нα=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с

коэф-фициент К_Нυ = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,25

Проверяем контактные напряжения.

, МПа (2.19)

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

Т₂ – крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Н – коэффициент нагрузки;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

b₂ – ширина колеса, мм;

недогрузка составит

Условие прочности выполнено.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

• Окружная

, Н (2.20)

где: Т₂ – крутящий момент промежуточноо вала, Н*мм;

d₂ –делительный диаметр шестерни, мм;

• Радиальная

, Н (2.21)

где: α – угол зацепления, °;

β – угол наклона зуба, °;

• Осевая

F_a = F_t * tg β, Н (2.22)

F_a = F_t * tg β = 1852* 0,2584 =479 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

, МПа (2.23)

где: F_t – окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ * K_Fν ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ_bd = 1,1 твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fβ = 1,28.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 3,8 м/с коэффициент К_Fυ = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,28 * 1,1 = 1,41.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

• У шестерни (2.24)

• У колеса (2.25)

Коэффициент Y_F1 = 3,78 и Y_F2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα .

(2.26)

, (2.27)

где средние значения коэффициента торцевого

перекрытия ε_α = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяем:

, МПа (2.28)

По таблице 3.9(1) для стали 45 улучшенной предел выносливости

при от нулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ. (2.29)

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

(2.30)

По таблице 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной;

[S_F]” = 1 для поковок и штамповок.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни (2.31)

Для колеса (2.32)

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:

Условие прочности выполнено.

2. Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

Определяем межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм (2.33)

где: К_а = 43;

u₃ – передаточное отношение на выходе;

Т₃ – крутящий момент на выходе;

К_Нβ=1,2

ψ_ba = 0,25 0,40.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

а_w = 180 мм, ( с.36 [1]).

Определяем нормальный модуль.

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*180 = 1,8 3,6 мм (2.34)

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n =2,5 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

Определяем число зубьев шестерни

(2.35)

Определяем число зубьев колеса

Z₄ = z₃ * u₂ = 34*3,15=107 (2.36)

Уточняем значение угла наклона зубьев.

(2.37)

β = 11,18°=11^o18^/

Определяем диаметры делительные.

Для шестерни: (2.38)

Для колеса: (2.39)

Проверка: (2.40)

Определяем диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a3 =d₃+2m_n =86 + 2*2,5 =91 мм (2.41)

Для колеса: d_a4 =d₄+2m_n =273,2 + 2*2,5 =278,2мм (2.42)

Определяем диаметры впадин зубьев.

Для шестерни: d_a3 =d₃+2m_n =86,8 - 2,4*2,5 =80,8мм (2.43)

Для колеса: d_a4 =d₄+2m_n =273,2 – 2,4*2,5 =267,2 мм (2.44)

Определяем ширина зуба.

Для колеса: b₄ = ψ_ba a_w = 0,4 *180 =72 мм (2.45)

Для шестерни: b₃ = b₄ + 5 = 72+5 = 77 мм (2.46)