4.1.Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.

,

а) K_a – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач K_a=43;

б) - коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 – для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;

в) u – передаточное число редуктора или открытой передачи, u=3;

г) Т₂ – вращающий момент на тихоходном валу при расчете редуктора,Нм;

д) []_н – допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

е) К_н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

К_н=1.

мм

По ГОСТу 6636-69 «Нормальные линейные размеры» принимаем a_w=100мм.

4.2. Определяем модуль зацепления m, мм:

,

где а) К_m – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m=5.8;

б) - делительный диаметр колеса, мм; мм

в) - ширина венца колеса, мм; мм

г) [σ]_F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

мм

Принимаем стандартное значение m = 1,5мм.

4.3. Определяем угол наклона зубьев :

=

4.4. Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем

4.5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

4.6. Определяем число зубьев шестерни:

4.7. Определяем число зубьев колеса:

4.8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение u от заданного u:

u = 0,95 %

4.9. Определяем фактическое межосевое расстояние:

4.10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делитель - ный
	Вершин зубьев
	Впадин зубьев
Ширина венца		мм	мм

Проверочный расчет.

4.11. Проверяем межосевое расстояние:

4.12. Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовки колес:

D_заг ≤ D_пред , S_заг ≤ S_пред.

Диаметр заготовки шестерни

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи

4.13. Проверяем контактные напряжения σН, н/мм2:

,

а) K – вспомогательный коэффициент, К=376;

б) - окружная сила в зацеплении, Н;

в) К_Н - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. К_Н=1,183

г) К_Hv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи. К_Hv=1.01

Н/мм²

σ_Н  [σ]_Н -Условие прочности выполняется.

4.14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2, н/мм2:

;

,

где а) К_F=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

б) К_Fv=1.04 – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

в) K_Fβ=1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

г) Находим эквивалентные числа зубьев шестерни: и колеса ;

Затем находим коэффициенты формы зуба шестерни: и колеса

д) - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

е) Н/мм², [σ]_F2=191.97 H/мм² - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса.

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние aw	100	Угол наклона зубьев β	10,735
Модуль зацепления m	1.5	Диаметр делительной окружности: шестерни d1 колеса d2	39,694 160,3
Ширина зубчатого венца: шестерни b1 колеса b2	31 28
Число зубьев шестерни z1 колеса z2	26 105	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2	42,694 163,3
Вид зубьев	косые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колеса df2	36,094 156,7

Проверочный расчет

Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения σН, Н/мм2		514.3	493,3	-4,08%
Напряжение изгиба, Н/мм2		220,575	113,7	-48,45%
		191,97	105,56	-45%

Вывод:

1. Т.к. σ_Н  [σ]_Н на 4,07% то условие прочности выполняется.

2. Т.к.при проверочном расчёте σf значительно меньше [σf] (σf1<[σf1] на 48,45%, σf2<[σf2] на 45% ) то это допустимо, т.к нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.