2.1.2. Расчет тихоходной передачи редуктора

а). Выбор материала и термообработки.

Принимаем материал и термообработку для шестерни и колеса тихоходной передачи, такие же как и для быстроходной передачи, т.е. сталь 40X с твердостью зубьев шестерни HRC 40…50, и с твердостью зубьев колеса несколько ниже чем у быстроходной, т.е. HB 240…260.

б). Определение допускаемых напряжений.

По методическим соображениям в курсовом проектировании условно принимаем допускаемые контактные и изгибные напряжения зубьев шестернии колесатихоходной передачи на 10% ниже чем у быстроходной, а именно:

- допускаемое расчетное контактное напряжение:

МПа

- допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса:

МПа

в). Проектировочный расчет тихоходной передачи.

Определение геометрических размеров

- вращающий момент на шестерне, =227,74

- вращающий момент на колесе, =775,54

- частота вращения шестерни, =112,8 мин^-1

- частота вращения колеса, =31,77 мин^-1

­- передаточное число, =3,55

- допускаемое расчетное контактное напряжение,

=659,2 МПа

- допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса,

=372,6 МПа

Ориентировочное значение межосевого расстояния , мм, определяется по ф. (28)

Принимаем стандартное значение =160мм.

Ширина венца зубчатого колеса , мм.

мм

где - коэффициент ширины колеса, для несимметричного расположения колеса относительно опор,

Ширина (рабочая) шестерни ,мм.

мм

Округляем и до ближайших целых чисел и принимаем =56мм; =50мм.

Модуль зацепления , мм определяется как среднее значение междуи, которые определяются по формулам (29) и (30)

мм

- для косозубой передачи, =2800

- коэффициент нагрузки, =1,2

- вращающий момент на шестерне, =227,74

- передаточное число, =3,55

- принятое межосевое расстояние, =160мм

- ширина колеса, =50мм

- допускаемое напряжение изгиба для материала колеса, МПа =372,6

Максимальный модуль, мм.

Из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 принимаем значение нормального модуля.

мм

- Угол наклона зубьев минимальный, , град

- Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Округляем полученное значение до целого числа в меньшую сторону и принимаем =103.

Действительное значение угла наклона зубьев , град.

- Числа зубьев:

- шестерни:

Округляем до ближайшего целого числа и принимаем =23

колеса:

Фактическое передаточное число:

Отклонение фактического передаточного числа от номинального:

- Диаметры зубчатых косозубых колес: мм

Коэффициенты смещения инструмента

- Диаметры делительных окружностей, мм:

шестерни:

колеса:

или:

проверка:

- Диаметры окружностей вершин зубьев, мм:

шестерни:

колеса:

- Диаметры окружностей впадин зубьев, мм:

шестерни:

колеса:

г). Проверочный расчет зубьев передачи по контактным напряжениям.

Определяем расчетное значение контактных напряжений , МПа по ф. (31), учитывая, что вращающий момент на шестерне тихоходной передачи в этом приводе обозначен через

Условие контактной прочности выполняется

д). Силы в зацеплении.

-окружная:

где: - вращающий момент на шестерне,

- диаметр делительной окружности шестерни,

- радиальная:

- угол зацепления,

- угол наклона зубьев,

- осевая:

е) Проверочный расчет зубьев передачи по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба определяем в зубьях колеса по ф. (32)

здесь - коэффициент нагрузки по изгибу,

- окружная сила в зацеплении,

- ширина колеса,

- модуль тихоходной ступени,

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

- коэффициент угла наклона,

- коэффициент, учитывающий перекрытие косых зубьев,

Условие изгибной прочности выполняется.

Таким образом, условия прочности по контактным и изгибным напряжениям выполняются.

Полученные размеры и силы в зацеплении указываем на контурной схеме передачи (см. рис. 4 П.1)