3.Расчет зубчатых передач редуктора

3.1.Расчет быстроходной зубчатой передачи

3.1.1.Расчет основных параметров передачи.

Определение межосевого расстояния.

,

где [4 с.17] – для прямозубых передач,

[1, табл.3.1],

[1, с.36] – коэффициент ширины зубчатого венца.

мм.

Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем 160 мм.

Модуль зацепления мм.

Принимаем модуль мм.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

.

Принимаем Z₁= 27

Число зубьев колеса

Принимаем Z₂=133

Фактическое передаточное число

Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительный диаметр колес

Диаметр вершин зубьев .

Диаметр впадин зубьев .

мм.

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни мм.

Проверяем межосевое расстояние.

мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес:

м/с.

По [1, с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

[1, табл.3.5], [1, табл.3.4], [1, табл.3.6].

.

3.1.2. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

Поэтому принятые параметры принимаем за окончательные [4, с.23]

Силы в зацеплении:

Окружная сила

Радиальная сила Н.

3.1.3. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

,

Здесь - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

[1, табл.3.8], [1, табл.3.7].

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Коэффициент формы зуба по графику [6, стр.]

.

зубья колеса слабее, чем зубья колеса по условию изгибной выносливости, поэтому произведем их проверку.

-передача прямозубая.

[1, с.47] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

МПа.

Передача проходит проверки на прочность.

3.2. Расчет тихоходной ступени

3.2.1.Расчет основных параметров передачи.

Определение межосевого расстояния.

,

где [4 с.17] – для прямозубых передач,

[1, табл.3.1],

[1, с.36] – коэффициент ширины зубчатого венца.

мм.

Округляя до большего числа из ряда межосевых расстояний, принимаем 224 мм.

Модуль зацепления мм.

Принимаем модуль мм.

Суммарное число зубьев:

Принимаем Z_Σ=149

Число зубьев шестерни:

.

Принимаем Z₃=31

Число зубьев колеса

Принимаем Z₄=118

Фактическое передаточное число

Расчет основных геометрических размеров передачи.

Делительный диаметр колес

Диаметр вершин зубьев .

Диаметр впадин зубьев .

мм.

Ширина колеса мм.

Ширина шестерни мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес:

м/с.

По [1, с.32] назначаем 8-ю степень точности передачи.

- коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям.

[1, табл.3.5], [1, табл.3.4], [1, табл.3.6].

.

4.3. Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям.

Поэтому принятые параметры принимаем за окончательные [4, с.23]

Силы в зацеплении:

Окружная сила

Радиальная сила

4.4. Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба.

,

Здесь - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

[1, табл.3.8], [1, табл.3.7].

.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Коэффициент формы зуба по графику [6, стр.]

.

зубья колеса слабее, чем зубья колеса по условию изгибной выносливости, поэтому произведем их проверку.

-передача прямозубая.

[1, с.47] – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

МПа.

Передача проходит проверки на прочность