3.4 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

Фактическое передаточное число:

Отклонение от принятого в п.2.2.

что меньше допустимого значения

Уточненные частоты вращения валов:

Уточненные крутящие моменты на валах:

Окружные скорости колес по делительным окружностям:

для тихоходной ступени

для быстроходной ступени

По величине окружной скорости назначаем для обеих ступеней 9-ую степень точности.

Окружное , радиальное и осевое усилия, действующие в зацеплении:

тихоходной ступени

быстроходной ступени

4 Проверочный расчет тихоходной ступени на изгиб

4.1 Определение допускаемых напряжений

Эквивалентные числа циклов напряжений изгиба для шестерни N_FE1 и колеса N_FE2:

где - параметр режима нагрузки по напряжениям изгиба, который для твердости зубьев HRC > 40 и тяжелого режима работы равен (Приложение Г):

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб для шестерни K_FL1 и колеса K_FL2:

где – базовое число циклов. Поскольку и принимаем

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса :

где – допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов нагружения (таблица 1).

4.2 Расчет зубьев на выносливость

Действующие напряжения изгиба:

В этой формуле – окружное усилие; – ширина колеса; – модуль зацепления; коэффициент наклона зуба коэффициент формы зуба зависит от эквивалентного числа зубьев для и находим и _.

Коэффициент нагрузки вычисляется по формуле:

где - коэффициент неравномерности нагрузки, которой для косозубых передач 9-ой степени точности равен ; - коэффициент концентрации нагрузки, который для схемы передачи № 6 при твердости зубьев колеса HRC > 40 и отношении равен - коэффициент динамичности, который для 9-ой степени точности при твердости зубьев колеса HRC > 40 и окружной скорости  = 2,99 м/с равен ; следовательно,

Окончательно получим:

Поскольку эти значения меньше допустимых (таблица 1), то усталостная прочность зубьев при изгибе обеспечена.

4.3 Расчет зубьев на статическую прочность

Действующие напряжения изгиба при перегрузке:

где – коэффициент кратковременной перегрузки электродвигателя (см. п.2.1.);

Поскольку эти значения меньше допускаемых (таблица 1), статическая прочность зубьев при кратковременных перегрузках обеспечена.

5 Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

5.1 Предварительный расчет и конструирование валов

В качестве материалов валов выберем конструкционную сталь 35 (Приложение И) со следующими механическими характеристиками: Ψ_τ = 0.

Диаметры выходных участков тихоходного d_ТВ и быстроходного d_БВ валов и посадочный диаметр промежуточного вала под колесом d_ПК определяем из расчета только на кручение:

Принимаем стандартные по ГОСТ 12080-75 (Приложение Ж) значения: Длины выходных участков принимаем и Диаметры и длины остальных участков валов выбираем из конструктив­ных соображений.

Подшипники для всех валов редуктора выбираем по величине по­садочного диаметра и предварительно назначаем шарикоподшипники радиальные однорядные легкой серии по ГОСТ, параметры которых сведены в таблице 3 [6, с. 432].

Таблица 3 – Основные параметры подшипников качения быстроходного (Б),

промежуточного (П) и тихоходного (Т) валов редуктора

Индекс вала	Обозначение подшипника	Размеры, мм				Грузоподъемность, кН
		d	D	B	r	C	Co
Б	211	55	100	21	2,5	43,6	25
П	212	60	110	22	2,5	52,5	31
Т	217	85	150	28	3,6	89,5	53

По величине посадочных диаметров выбираем размеры призматических шпонок по ГОСТ, нахо­дим моменты сопротивления сечения валов ослабленных шпоночным пазом и основные данные заносим в таблицу 4 (Приложение К).

Таблица 4 – Основные размеры шпоночного соединения и моменты сопротивления

быстроходного (Б), промежуточного (П) и тихоходного (Т) валов редуктора

Индекс вала	Диаметр вала, мм	Размеры шпонки, мм					Момент сопротивления вала, см3
		b	h		t1	t	Wu	Wk
Б	50	14	9	100	5,5	3,5	10,65	22,9
	-	-	-	-	-	-	-	-
П	70	20	12	32	7	4	30,2	63,8
	70	20	12	56	7	4	30,2	63,8
Т	90	25	14	50	9	5	65,1	136,7
	70	20	12	125	7,5	4,5	37,6	79