3.2.Кинематические расчеты

Определяем общее передаточное число привода:

;

Определяем передаточное число редуктора:

По таблице 1.3. [4]

;

;

Округляем до стандартных значений (ГОСТ 21426-85) u_т = 3,15; u_б = 3,5.

Частота вращения и угловая скорость ведущего вала:

;

;

Частота вращения и угловая скорость промежуточного вала:

;

;

Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала:

;

;

3.3.Определение вращающего момента на валах редуктора

Вращающий момент на выходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

;

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

;

Результаты расчетов представляем в виде сводной таблицы 2

Таблица 2 - Результаты кинематического расчета привода

Вал	Вращающий момент, Т ( )	Угловая скорость,  ( )	Частота вращения, n ( )
Быстроходный	20,23	98,91	945
Промежуточный	68,664	28,26	270
Тихоходный	209,77	8,36	79,87

4.Расчеты зубчатых колес редуктора

4.1.Выбор материала

При выборе материала для изготовления зубчатых колес необходимо иметь в виду, что чем выше твердость рабочей поверхности зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры передачи.

Быстроходная ступень - по таблице 2.1 [6] применяем для шестерни сталь 45, термообработка-улучшение, твердость 255HВ; для колеса сталь 45, улучшенную с твердостью 235НВ.

Тихоходная ступень - по таблице 2.1 [6] применяем для шестерни сталь 40Х, термообработка-улучшение, твердость 51HRC; для колеса сталь 40X, улучшенную с твердостью 48НRC.

4.2.Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения:

Средняя твердость рабочих поверхностей зубьев

_{Базовые числа циклов нагружений:}

_{- при расчете на контактную прочность}

_{- при расчете на изгиб}

Время работы передачи в часах L_h; при числе лет L_r =5; коэффициенте годового использования К_год= 0,8; и коэффициенте суточного пользования К_сут= 0,9:

_{Действительные числа циклов перемены напряжений:}

_{- для колеса}

;

- для шестерни

;

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

По условию 1≤ Z_Ni≤ Z_{N max}, принимаем Z_N1 = 1

Принимаем Z_N2 = 1.

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:

Учитывая, что , при условии ; принимаем ;

где ; и - для улучшения колес; ; и для закаленных и поверхностно-упрочненных зубьев.

Принимаем Y_N1 = 1

По таблице 2.3 [6] рассчитываем предел контактной выносливости зубьев:

;

рассчитываем предел выносливости зубьев на изгибе:

;

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

;

;

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

;

;

Допускаемое рабочее контактное напряжение для прямозубых колес

= =877 МПа

4.3.Расчет геометрических параметров цилиндрической передачи

Предварительно принимаем коэффициент межосевого расстояния для прямозубой передачи

Коэффициент ширины зубчатого колеса при несимметричном расположении опор выбираем (по ГОСТ 2185-66)

Определяем коэффициент ширины в долях диаметра:

Рассчитаем коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

При этом

Индекс соответствующий для несимметричного расположения шестерни, выбираем из табл. 2.4 ([6] с.21).

Находим значение межосевого расстояния:

,

,

где - Н*мм; - МПа; - здесь и далее – передаточное число тихоходной ступени редуктора.

Вычисленное межосевое расстояние округляют до ближайшего стандартного значения, по ГОСТ 2185-66 (в мм).

.

Модуль передачи при твердости ≥ 45HRC:

m_n=(0,016…0,0315)∙а_W=2,24…4,41

принимаем по ГОСТ 9563-80: m_n=2.5

Определяем число зубьев прямозубой шестерни:

число зубьев колеса:

_{Z2=Z1∙u=27∙3.15=85.05 ≈ 85}

Делительные диаметры шестерни и колеса:

;

;

Расчет окружностей вершин и впадин шестерни и колеса:

;

;

;

;

Ширина колеса

b₂= ψ_ba∙a_w= 0.315∙140= 44.1 мм

По табл. 2.5 [6] принимаем b₂=45 мм

Ширина шестерни

b₁= b₂+5=50 мм

Окружная скорость колес:

По табл. 2.6 [6] принимаем восьмую степень точности.