5. 3. Разбивка передаточного числа по ступеням.

Цель данного этапа работы – нахождение оптимальных параметров редуктора (передаточного числа быстроходной ступени редуктора - и передаточного числа тихоходной ступени -). Критерий оптимальности – минимальное значение объема редуктораV.

Значения ,приведены в приложении 3. Следует задать,таким образом, чтобы их произведение было равно:

;

Т.к. по приложению 3 передаточное число быстроходной ступени находится в диапазоне 27 и, устанавливаем=4. Передаточное число тихоходной ступенитакже находится в диапазоне 27, устанавливаем также=4. Тогда=.

5.4 Определение угловых скоростей вращения валов.

При отсутствии цепной передачи угловую скорость вращения быстроходного вала принимают равной угловой скорости вращения вала двигателя:

рад/с.

Угловую скорость вращения быстроходного вала редуктора ( с учетом наличия цепной передачи в редукторе) считают по формуле:

Угловая скорость вращения промежуточного вала редуктора:

=рад/c

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:

, рад/с

5.5 Определение крутящих моментов, передаваемых валами.

Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя:

;

;

.

5.6 Расчет ступеней передаточного механизма на контактную прочность.

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ230; для колес сталь 45 улучшенную с твердостью НВ200.

Допускаемые контактные напряжения по рассчитываются по формуле при проектном расчете:

Н/мм²,

где предел контактной выносливости при базовом числе циклов для улучшенной стали принимают равным: , а коэффициент запаса прочности при длительной эксплуатации редуктора -.

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, выбирается по табл.3. Примем для нашего случая для случая несимметричного расположения колес относительно опор на схеме редуктора:.

Таблица 3

Ориентировочные значения коэффициента для зубчатых передач редукторов, работающих при переменной нагрузке.

Расположение зубчатых колес	Твердость поверхностей зубьев
Симметричное Несимметричное Консольное	1,0-1,15 1,10-1,25 1,20-1,35	1,05-1,25 1,15-1,35 1,25-1,45

Для случая с цепной передачей, не смотря на симметричное расположение колес относительно опор на схеме редуктора, необходимо принять выше рекомендуемого для этого случая, т.к. со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшают контакт зубьев.

При проектировании редукторов обычно задаются величиной коэффициента ширины венцов по межосевому расстоянию: . Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени принимают равными для тихоходной(так сделано потому, что тихоходная ступень более нагружена, чем быстроходная).

5.7. Расчет тихоходной ступени.

Начинают обычно расчет с тихоходной ступени, как более нагруженной.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для прямозубых передач: мм

Рассчитанное межосевое расстояние принимаем по стандарту из ближайшего меньшего значения по СТ СЭВ 229-75 (в мм):

Ряд 1: 40;50; 63; 80; 100; 125; 160; 200; 250; 315; 400; 500; 630; 800; 1000;

Ряд 2: 71; 90; 112; 140; 180; 224; 280; 355; 450; 560; 710; 900.

( в стандарте указаны значения до 2500 мм).

Для нашего варианта принимаем =280 мм.

Рассчитываем нормальный модуль: мм.

По СТ СЭВ 310-76 выбираем нормальный модуль из имеемого ряда:

Ряд 1: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20;

Ряд 2: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18.

(в стандарте регламентированы модули от 0,5 до 100 мм).

Для нашего варианта принимаем = 4 мм.

Число зубьев шестерни и колеса для прямозубых передач рассчитывается по формулам:

. Принимаем

Основные размеры шестерни и колеса:

Для прямозубых передач диаметр делительной окружности шестерни вычисляется по формуле:

Диаметр делительной окружности колеса:

Для нашего варианта:

;

Диаметры вершин зубьев:

=мм,

мм.

Диаметр впадин:

мм

мм

Уточняем межосевое расстояние:

мм

Определяем ширину колеса:

мм

Определяем ширину шестерни:

мм.

Результаты расчетов сводим в таблицу 4:

Таблица 4.

Геометрические параметры тихоходной ступени цилиндрического редуктора

Параметры, обозначение	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние (уточненное), мм	=280 мм
Нормальный модуль	=4
Число зубьев шестерни и колеса	=28	=112
Диаметр делительной окружности шестерни и колеса, мм	=112 мм	=448 мм
Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса, мм	=120 мм	=456 мм
Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса, мм	=102 мм	=438 мм
Ширина колеса и шестерни	=120 мм	=112 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

м/с.

При данной скорости по приложению 4 принимаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

По приложению 5 при , несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор и твердостикоэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,1,12.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых колес (см.приложение 6).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес при =1,05 (см. приложение 4) .

Следовательно коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений равен: .

Проверка контактных напряжений:

=.

Окружная сила, действующая в зацеплении тихоходной ступени:

Окружная

Н;

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по ГОСТ 21354-75 для прямозубых передач выполняют по формуле:

.

Коэффициент нагрузки ,

где по приложению 7 1,24;

при скорости 1,43 м/c по приложению 8 1,1.

Значения коэффициента даны в ГОСТ 21354-75 в виде графиков с учетом коэффициента смещения. Для зубчатых колес, выполненных без смещения,имеет следующие значения:

z	17	20	25	30	40	50	60	80	100 и более
	4,28	4,09	3,90	3,80	3,70	3,66	3,62	3,61	3,61

Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При учебном проектировании принимают=0,75.

Проверяем зуб колеса на выносливость по напряжениям изгиба:

Н/мм²

что значительно меньше =206 Н/мм²

При или необходимо путем соответствующего изменения числа зубьев и модуля при том же межосевом расстоянии добиться определенного изменения напряжения изгиба, не нарушая условия контактной прочности.