2.2 Проектный расчёт всех передач редуктора

Сначала рассчитываем зубчатую передачу быстроходной ступени и в основном определяющую габариты редуктора.

Расчёт ведём относительно делительного диаметра шестерни:

где Е_пр=2,1^.10¹¹ – приведенный модуль упругости, МПа;

Т_ш- крутящий момент на валу шестерни, Н·м;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

;

где - степень точности изготовления колёс по нормам плавности; =8;

;

K_H=1.04 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от _bd

(рис.8.15, с.130 [2]);

_bd– коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра,

где _ba– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; по табл. 8,4[1] принимаем _ba=0,35(H<350HB);

.

Определяем ширину колеса:

мм,

принимаем мм

Определяем модуль:

,

где _m=21 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [1])

Находим число зубьев:

=12^o

зуба

зубьев

Вычисляем межосевое расстояние:

мм

Уточним значение :

Уточняем значения делительных диаметров:

мм

мм

Определяем диаметры вершин:

мм

мм

Определяем ширину шестерни:

мм

Проверочный расчёт тихоходной ступени по контактным напряжениям (8.29,с.149,[1]):

,

где K_H=K_HVK_H - коэффициент нагрузки

K_H=1.275 (рис.8.15, с.130, [1])

K_HV – коэффициент динамической нагрузки

м/c

Назначаем восьмую степень точности. Принимаем K_HV=1,01 (табл.8.3,с.131, [1]).

, (8.28,с.149,[1]):

K_H=1.13 – в зависимости от v и 8-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [1])

мПа

мПа

Определяем недогрузку:

Проверочный расчёт быстроходной ступени по напряжениям изгиба (8.32,с.150,[1]):

,

где Y_F – коэффициент формы зуба

Z_F - коэффициент повышения прочности зуба

K_F – коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения Y_F определим и :

По графику (рис.8.20, с.140, [1]) в зависимости от и находим и :

=3.95 =3.75

мПа

мПа

Так как 89.45<91.89, то принимаем Y_F=3.75

Определяем Z_F(8.34,с.150,[1]):

,

где K_F=1.35

Найдём K_F:

,

где K_F=1.38 (рис.8.15, с.130, [1])

K_FV=1.04 (табл.8.3, с.131, [1])

Находим окружное усилие:

Н

Определяем напряжение:

мПа

мПа

Условие прочности выполняется.

Найдём усилия в зацеплении:

Н

Н

Определяем диаметр вала:

мм

где МПа

3 Расчет тихоходной зубчатой передачи

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и червяка сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен – улучшение НВ 250…270;

для червяка – закалка до 54 HRC.

Витки червяка шлифовать и полировать.

При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.

Для червячного колеса назначаем материал БрАЖH10-4-4Л

Определяем допускаемые напряжения.

Оцениваем скорость скольжения:

Принимаем число заходов червяка Z₁=2.

Z₂=20

Коэффициент диаметра червяка:

По рекомендации q должна быть стандартной:

q=8

Определяем межосевое расстояние:

; Mпа

где Е_ПР- приведенный модуль упругости;

Подставляя в формулу 8.13 из [1] находим:

мм

Определяем модуль:

Находим коэффициент смещения:

Определяем диаметр червяка и червячного колеса:

Червяк:

Учитывая примечания к т9,1:

b=64+25=89mm

Червячное колесо:

Б) Для червячного колеса:

По таблице 9.2 назначаем 8 степень точности.

Проверяем выбранное значение скорости скольжения:

Было принято

Материал БрАЖH10-4-4Л сохраняем.

Уточняем