4 Расчет передач

4.1 Определение передаточных отношений

По рис. 8.38 [3, с.159] распределяем общее передаточное отношение между ступенями редуктора: для тихоходной ступени i₂=u₂=3,

для быстроходной ступени i₁=u₁=i/u₂=11,67/3=3,89

4.2 Определение крутящих моментов на валах

На входном валу:

, (4.1)

;

на промежуточном валу:

, (4.2)

;

на выходном валу:

, (4.3)

.

4.3 Расчет тихоходной передачи

4.3.1 Определение параметров передачи

, (4.4)

где u – передаточное отношение рассчитываемой ступени,

Е_ПР – приведенный модуль упругости, Е_ПР = 2,110⁵,

Т₁ – крутящий момент на рассчитываемом валу, Т₂ = T_III

k_H – коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям,

[_H] – допускаемое контактное напряжение,

_ba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

По табл.8.4 [3, с.136] принимаем .

(4.5)

По графику на рис. 8.12 [3, с.130] принимаем .

По ряду Ra40 округляем до a₂ = 160 мм .

(4.6)

По табл. 8.5 [3, с.137] принимаем

(4.7)

По табл. 8.1 [3, с.116] принимаем m = 2 мм

Суммарное число зубьев:

(4.8)

(4.9)

, принимаем z₁ = 40 ;

Фактическое передаточное число u₂ = z₂/z₁ = 160/40 = 3.

При этом u₁=11,67/3=3,89.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

4.3.2 Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

, (4.10)

где Е_ПР – приведенный модуль упругости, Е_ПР = 2,110⁵,

Т₁ – крутящий момент, T₁ = T_II

k_H – коэффициент расчетной нагрузки по контактным напряжениям,

d_W1 – делительный диаметр шестерни,

b_W – ширина шестерни и колеса,

_W – угол зацепления, .

, (4.11)

где k_H – коэффициент концентрации нагрузки по контактным напряжениям,

k_H – коэффициент динамической нагрузки по контактным напряжениям.

Окружная скорость вращения колеса тихоходной ступени равна

, (4.12)

где n₃ – частота вращения колеса тихоходной ступени.

По табл. 8.2 [3, с.119] назначаем 9-ю степень точности.

По табл. 8.3 [3, с.131] принимаем k_H = 1,05.

По графику на рис.8.15 k_H = 1,07.

k_H = 1,12.

Значения [_Н] и _Н расходятся более чем на 4, сблизим их путем изменения ширины колес по условию, которое следует из формулы 8.10 [3, с.134] :

(4.13)

4.3.3 Проверочный расчет на усталость по напряжениям изгиба

, (4.14)

где Y_F – коэффициент формы зуба;

F_t – окружная сила;

k_F – коэффициент расчетной нагрузки;

b_W – ширина зубчатых колес;

m – модуль зубьев.

, (4.15)

где k_F – коэффициент концентрации нагрузки по напряжениям изгиба,

k_F – коэффициент динамической нагрузки по напряжениям изгиба.

По графику на рис. 8.20 [3, с.140] при х = 0 находим:

для шестерни Y_F1 = 3,75;

для колеса Y_F2 = 3,75.

Расчет выполняем по тому из колес пары у которого меньше отношение [_F]/Y_F .

;

.

Расчет выполняем по колесу.

По табл.8.3 k_F = 1,175.

По графику на рис.8.15 k_F = 1,13.

k_F = 1,33.

Окружная сила равна , (4.16)

где Т₁=Т_III .

4.3.4 Проверочный расчет на заданную перегрузку

(4.17)

(4.18)

Из циклограммы нагрузки Т_ПИК=1,5Т , а Т_Мах=Т

Вывод: передача работоспособна.