4. Расчет диаметров валов.

Ориентировочно диаметры всех промежуточных валов можно определить по формуле:

,

где = Па – допустимое напряжение на кручение.

м, принимаем =15 мм.

м, принимаем =20 мм.

м, принимаем =30 мм.

м.

Диаметр последнего вала (шпинделя) окончательно уточняется из расчета его на жесткость.

5. Расчет модулей зубчатых колес.

где М_кр- максимальный крутящий момент на валу.

мм, принимаем m₁=1,5 мм.

мм, принимаем m₂=2 мм.

мм, принимаем m₃=2,5 мм.

мм, принимаем m₄=3 мм.

6. Расчет минимального числа зубьев зубчатых передач.

Для того, чтобы получить группы передач минимального радиального размера, необходимо найти в каждой группе шестерню с минимальным числом зубьев.

,

где d, m- диаметр вала и модуль насаживаемой на него шестерни, мм.

Для группы :

, принимаем =22 .

Для группы :

, принимаем =22.

Для группы :

, принимаем =24.

Для группы :

, принимаем =23.

; .

7. Расчет передаточных отношений.

Расчет относительных погрешностей частных передаточных отношений сводим

в таблицу.

Передаточное отношение	Табличное	Расчетное	Относительная погрешность,
iр.п.	1,032	1,032	0
i1	0,357	0,361	-1,0
i2	0,592	0,589	+0,5
i3	0,592	0,581	+1,8
i4	1,41	1,41	0
i5	2,0	2,04	-2,0
i6	0,7	0,697	+0,4
i7	0,7	0,697	+0,4

Производим проверку отклонения расчетных частот вращения шпинделя от

теоретических

Фактические частоты вращения шпинделя не выходят за пределы допуска табличных.

Построим примерную компоновку коробки скоростей

8. Расчет числа зубьев зубчатых колес.

Исходя из того что , и , получаем следующие формулы для расчета зубьев: , .

Для передаточных отношений принимаем =90, тогда

Для отношения  

Для отношения  

Для отношения  

Для передаточных отношений принимаем =90, тогда

Для отношения  

Для отношения  

Для передаточных отношений принимаем =80, тогда

Для отношения  

Для отношения  

9. Расчет зубчатого зацепления

Произведем расчет зацепления по контактному напряжению.

Рассчитаем коэффициент нагрузки : .

Здесь, По таблице 3.4, 3.5 ,3.6 [1,c32] .

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки по ширине венца K_H=1,12.

Коэффициент учитывающий влияние динамической нагрузки, возникающей в зацеплении K_H=1,1.

Значение коэффициента K_H для прямозубых колес: K_H=1,065.

Проверка контактных напряжений:

.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

.

Коэффициент нагрузки ,

где:

таб. 3.7[1, стр.43].

таб. 3.8 [1, стр. 43],

тогда ;

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям_F, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни при , [1, с42],

для колеса при , [1, с42].

Допускаемое напряжение [1, с43];

где, для шестерни ,

для колеса .

Коэффициент запаса прочности [1, с43],

Где,

; ; тогда .

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни , ;

для колеса , .

Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно, дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

Проверяем зуб колеса :

.

Условие выполняется .