1. Кинематический и энергетический расчет редуктора.

Определение передаточного числа редуктора :

Разбиение передаточного отношения по ступеням:

Определение оборотов на валах:

Определение мощности на валах:

КПД цилиндрической зубчатой передачи

Определение крутящего момента на валах:

2. Определение допускаемых контактных напряжений.

Выберем в качестве материала сталь 12Х2Н4А с цементацией.

Твердость:

На поверхности HRC58-63

В сердцевине HRC 35-40

Выбираем HRC = 60

Выбираем

Для постоянного режима

Для непостоянного режима

Определим допускаемые контактные напряжения для первого колеса

Для второго колеса

Для третьего колеса

Допускаемые контактные напряжения для второго и третьего колес одинаковы, т.к. находятся на одном валу.

Для четвертого колеса

Определяем идля каждой ступени, для этого выбираем минимальное напряжение для двух колес, составляющих данную ступень.

Для первой ступени , для второй

3. Определение допускаемых изгибных напряжений.

Т.к. зуб работает только одной стороной, то

Для стали 12Х2Н4А

Выбираем и

Для постоянного режима

Для непостоянного режима

Определим допускаемые изгибные напряжения для первого колеса

Для второго колеса

Из проектировочных соображений примем для третьего и четвертого колес

Для третьего колеса

Для четвертого колеса

Из расчетов видно, что допускаемое напряжение для всех колес одинаково и равно

4. Расчет цилиндрической передачи (1 ступень).

4.1. Определение основных габаритов передачи.

Определяем межцентровое расстояние:

K=1.2…1.4

т.к. несимметричное расположение колес.

Примем K=1.4,

Определим ширину зубчатого венца:

Исходя из условия прочности примем

Вычислим модуль:

Принимаем значение

Исходя из проектировочных соображений и условия прочности примем модуль

Найдем число зубьев шестерни:

Округлим до целого, получим

Определим число зубьев зубчатого колеса:

Округлим до ближайшего целого числа

Найдем фактическое передаточное отношение ступени:

Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого

что находится в допустимых пределах.

Определяем диаметры делительных окружностей зубчатых колес

4.2. Проверка передачи по контактной прочности.

Определяем окружную скорость шестерни

.

Принимаем Кv = 1.2 .

Определяем коэффициент ширины зубчатого венца относительно делительного диаметра шестерни

.

Принимаем K_ = 1.165 .

K=K_V·K_=1.2·1.165=1.398

Контактные напряжения в зубьях находятся в допустимых пределах.

4.3. Проверка прочности при изгибе.

Напряжение изгиба шестерни

,

где Y_F1=4.1 ; .

.

Напряжение изгиба зубчатого колеса

,

гдеY_F=3,617; .

.

Приведенные расчеты показывают, что напряжения изгиба меньше допустимых значений.

4.4. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи.

Переписать под себя!! У нас другие формулы

Определяем межосевое расстояние. Делительное межосевое расстояние вычисляется по формуле

Тогда межосевое расстояние

a_w=a+y_n=a+(x₂+x₁+y)m ,

где x₁=0;x₂=0;y=0.

Исходя из условий получаем, что a=a_w.

Определяем угол зацепления

Тогда _w=20^

Делительные диаметры

Основные диаметры

Шаг делительный

Шаг основной

Диаметры начальных окружностей