Расчет 2-й ступени зубчатого редуктора.

6.1. Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы 1 приложения 3.

6.2. Характеристики материалов.

Шестерня	Колесо
Сталь 50Г	Сталь 50
= 650МПа	= 600МПа
HB=180 МПа	HB=170 МПа

6.3. Определяется частота вращения валов рассчитываемой ступени ре­дуктора, об/мин:

6.4. Устанавливаются допускаемые контактные напряжения материала колеса , МПа (расчет по контактным напряжениям выполняется только для колеса, так как его материал всегда выбирают менее прочным, чем ма­териал шестерни),

6.5. Для косозубых передач рекомендуется выбрать коэффициент шири­ны венца второй ступени:

= = = 0,48

Я взял , т.к. это значение было посчитано в расчетах первой ступени.

6.6. Предварительно выбирается коэффициент нагрузки:

К  1,3 - при симметричном расположении зубчатых колес на валах;

К  1,5 - при несимметричном или консольном расположении зубчатых колес на валах.

Я принимаю коэффициент нагрузки К  1,3 т.к. зубчатые колеса на валах расположены симметрично.

6.7. Определяю крутящий момент на ведомом валу рассчитываемой ступени:

а) номинальный крутящий момент T_j, кН·м:

б) расчетный крутящий момент T_3расч, определяется по формуле:

6.8. Вычисляется предварительное значение межосевого расстояния второй ступени редуктора мм:

,

где К_а = 43,0 (МПа)^1/3 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых и шевронных передач;

[ ] - допускаемые контактные напряжения в МПа (1 МПа = 1 МН/м² = =1 Н/мм²);

и - передаточное число рассчитываемой ступени.

6.9. Ширина венцов зубчатых колес b, мм, рассчитывается по формуле:

6.10. Определяется нормальный модуль зубьев т_n, мм,

По ГОСТ 9563-80 принимаю

6.11. Для косозубых колес рекомендуется следующее предварительное значение угла наклона линии зуба:

β = 8 ... 15°.

Я принимаю β =10°.

6.12. Для расчета чисел зубьев шестерни и колеса принимаются ближай­шие большие целые значения:

а) суммарное число зубьев

б) число зубьев шестерни ;

в) число зубьев колеса

Число зубьев шестерни не должно быть менее 17-ти.

Тогда:

а) суммарное число зубьев

б)

в) число зубьев колеса

6.13. Определяется уточненное значение передаточного числа рассчиты­ваемой ступени:

Оно может несколько отличаться от ориентировочного значения передаточного отношения рассчитываемой ступени, так как является результатом деления целых (округленных) значений чисел зубьев.

В последующих расчетах применяется только уточненное значение передаточного числа и равного ему передаточного отношения рассчитываемой ступени.

6.14. Рассчитывается уточненное значение косинуса угла наклона линии зуба по формуле:

6.15. Вычисляются диаметры делительных окружностей, соответственно, шестерни и колеса d₁и d₂, мм:

6.16. Определяются уточненные значения межосевого расстояния и диаметров делительных окружностей a_w в мм:

Уточненное значение межосевого расстояния принимают равным ближайшему большему из ряда нормальных линейных размеров, указанных в табл. 3 прил. 3.

После корректировки межосевого расстояния требуется уточнить зна­чения диаметров делительных окружностей, мм:

6.17. Рассчитывается уточненное значение ширины венцов зубчатых колес b, мм, по формуле

6.18. Вычисляются вспомогательные величины, необходимые для определения коэффициента нагрузки:

• отношение ; (

• вспомогательный коэффициент  по табл. 5 прил. 3; (=1,1)

• вспомогательный коэффициент φ, учитывая, что φ = 1,0 — при посто­янной нагрузке; φ = 0,6 - при незначительных колебаниях нагрузки; φ = (0,25...0,3) - при значительных колебаниях нагрузки.

Исходя из этого, принимаю φ = 1,0 т.к. нагрузка постоянная.

6.19. Определяется уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки К_конц по табл. 6 прил. 3.

Т.к. НВ<350, то  φ)+ φ=1,1 (1-1+1)=1,1

6.20. Определяется окружная скорость на быстроходном валу рассчитываемой ступени v, м/с,

где n₂ - скорость вращения быстроходного вала рассчитываемой ступени.

6.21. Устанавливается уточненное значение динамического коэффициента K_дин по табл. 7 прил. 3.

K_дин =1,05 , т.к.

6.22. Рассчитывается уточненное значение коэффициента нагрузки

6.23. Выполняется проверочный расчет контактной прочности зубьев ко­леса по следующим уточненным значениям:

а) уточненной частоте вращения ведомого вала, рассчитываемой ступе­ни п₃, об/мин,

б) номинальным и расчетным моментам ведущего и ведомого валов рассчитываемой ступени согласно уточнённым данным в кН м:

в) контактным напряжениям σ, МПа,

А) = 117,5 об/мин

Б)

В) = 1613,8

1,05

МПа < МПа, следовательно, условие выполняется.

6.24. Рассчитываются эквивалентные числа зубьев фиктивных прямозу­бых колес:

а) шестерни

б) колеса

Числа зубьев округляются до ближайших больших целых значений.

6.25. По эквивалентным числам зубьев из табл. 8 прил. 3 определяю коэффициенты формы зубьев у₁ и у₂. Промежуточные значения нахожу методом интерполяции.

У₁ =0,414

У₂ = 0,485

6.26. Определяются окружные усилия в зацеплении F_tj, Н:

а) номинальное

б) расчетное

6.27. Определяются допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса [σ]_иj, МПа,

где = 1,4 - коэффициент, учитывающий повышение прочности на изгиб косых зубьев по сравнению с прямыми;

- предел выносливости материала шестерни и колеса, МПа;

= 1,5... 1,9 - требуемый коэффициент запаса. (Я принимаю равным 1,5)

= 1,6... 1,8 - эффективный коэффициент концентрации напряжений. (Я принимаю равным 1,6)

Для шестерни:

Для колеса:

6.28. Выполняется проверка прочности зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба МПа,

Шестерня:

– Условие выполняется.

Колесо:

– Условие выполняется.

6.29. Определяются диаметры окружностей шестерни и колеса d, мм:

• вершин зубьев шестерни:

• вершин зубьев колеса:

• впадин зубьев шестерни:

• впадин зубьев колеса: