4. Нагрузки валов цилиндрического редуктора

4.1. Определение сил зацепления

Силы в Зацепле нии	Значение силы, Н
	на шестерне	Значе ние	на колесе	Зна чение
Окружная		636		636
Радиальная		210		210
Осевая		125		125
На быстроходном валу

5. Расчет тихоходной передачи

5.1. Определяем главный параметр - межосевое расстояние aw, мм:

где - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач = 43; -коэффициент ширины венца колеса, равный 0,23 - для шестерни, консольно расположенной относительно опор - в открытых передачах;

- передаточное число открытой передачи; - вращающий момент на приводном валу рабочей машины, Нм; - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев = 1;

- среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм².

по ГОСТ 6636-69 принимаем

5.2 Определяем модуль зацепления m, мм:

,

гдеK_m - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач K_m = 5,8;

- делительный диаметр колеса, ;

- ширина венца колеса, мм;

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм².

5.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

5.4. Определяем число зубьев шестерни

5.5. Определяем число зубьев колеса

5.6. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его

отклонение от заданного :

5.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:

5.2. Основные геометрические параметры передачи

Параметр		Шестерня косозубая	Колесо косозубое
Диаметр, мм	делитель ный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

5.3. Проверочный расчет

5.3.1. Проверяем межосевое расстояние

5.3.2. Проверяем пригодность заготовок колес.

Условие пригодности заготовок колес:

;

;

;

5.3.3. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса ,Н/мм²:

;

где m - модуль зацепления, мм; b₂ - ширина зубчатого венца колеса, мм;

F_t -окружная сила в зацеплении, Н; -коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес =1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих колес =1;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

=1,07;

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колес = 0,92 ;

и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

;

Вывод: в результате выполненных расчетов были выбраны оптимальные геометрические параметры открытой цилиндрической передачи; материал шестерни и колеса (сталь – 45) с высоким пределом текучести и прочности при растяжении, вследствие чего, выявленные значения недогрузки находятся в допустимых пределах