Файл: gotovaya_zapiska_detali.docx

=0,4(выбираем по таблице А.4 из методических указаний в зависимости от расположения колес относительно опор редуктора и от твердости поверхности зубьев).

Коэффициент ширины относительно делительного диаметра

=0,5·(u+1), (2.11)

где u-передаточное отношение тихоходной передачи()-2,36.

=0,5·0,4·(2,36+1)=0,672.

Степень точности

=8(выбираем по таблице А.5 из методических указаний в зависимости от назначения).

Коэффициент распределения нагрузки

=1+0,25·(-5); (2.12)

=1+0,25·(8-5)=1,75.

Коэффициент концентрации нагрузки

=1,1.

Делительный диаметр шестерни

(2.13)

где E_ПР– приведенный модуль упругости материала шестерни ( для сталей E_ПР= 2,1·10¹¹ Па);

T₁- крутящий момент на валу шестерни, Н·м;

K_Hα - коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

K_Hβ - коэффициент концентрации нагрузки;

U- передаточное число передачи;

=1,2·=112 мм.

Ширина шестерни

b_W=d₁· ψ_bd; (2.14)

b_W=112·0,672=75,264 мм.

Модуль передачи

(2.15)

где ψ_m– коэффициент модуля, принимаем ψ_m= 25.

По ГОСТ 9563-80-1 выбираем стандартный модуль m = 3.

---

Коэффициент осевого перекрытия

1,1.

Угол наклона зубьев

(2.16)

;

Принимаем =1,5=.

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

(2.18)

z₂=37·2,36=87,32,принимаем z₂=87.

Межосевое расстояние

Делительные диаметры колеса.

(2.20)

Для шестерни

мм.

Для колеса

мм.

Диаметры вершин зубьев

d_ai=d_i+2⋅m

Для шестерни

d_a1=113,266+2⋅3=119,266 мм.

Для колеса

d_a2=266,327+2⋅3=272,327 мм.

Диаметры впадин зубьев

d_fi=d_i-2,5⋅m (2.22)

Для шестерни

d_f1=113,266-2,5·3=105,766 мм.

Для колеса

d_f2=266,327-2,5⋅3=258,827 мм.

2.3.2 Проектный расчет цилиндрической косозубой быстроходной передачи

Находим коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния по формуле

, (2.23)

---

где _бп=_тп=189,796 мм.

.

Коэффициент ширины, рассчитывается по формуле 2.11

=0,5·0,207·(2,92+1)=0,406;

Степень точности

=8.

Коэффициент распределения нагрузки, рассчитывается по формуле 2.12

=1+0,25·(-5);

=1+0,25·(8-5)=1,75;

Коэффициент концентрации нагрузки

=1,1.

Модуль упругости

=2,1·10¹¹ Па.

Ширина колеса, рассчитываем по формуле 2.14

b_W=189,796· 0,207=39,288 мм.

Модуль передачи, рассчитываем по формуле 2.15

.

По ГОСТ 9563-80-1 выбираем стандартный модуль m = 1,5.

Коэффициент осевого перекрытия

Угол наклона зубьев, рассчитываем по формуле 2.16

где определяется по формуле

(2.23)

принимаем =61,

где в свою очередь определяется по формуле

(2.24)

определяется по формуле

=-; (2.25)

---

=248-61=61·2,92.

177=177=177;

;

Делительные диаметры, рассчитываем по формуле 2.20.

Для шестерни

мм.

Для колеса

мм.

Диаметры вершин зубьев, рассчитываем по формуле 2.21.

Для шестерни

d_a1=96,835+2⋅1,5=99,977 мм.

Для колеса

d_a2=282,78+2⋅1,5=285,9 мм.

Диаметры впадин зубьев, рассчитываем по формуле 2.22.

Для шестерни

d_f1=96,835-2,5·1,5=92,905 мм.

Для колеса.

d_f2=282,78-2,5⋅1,5=278,828 мм.

---

3 Проверочный расчёт передач редуктора

3.1 Проверочный расчёт тихоходной передачи

Проверочный расчёт передачи ведётся по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям.

Коэффициент торцевого перекрытия

. (3.1)

.

Коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям

. (3.2)

Окружную скорость

;

Коэффициент динамической нагрузки =1,48(выбираем по таблице А.7 из методических указаний в зависимости от степени точности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости.

Коэффициент расчетной нагрузки

(3.4)

=1,75·1,1·1,48=2,849.

Угол профиля .

Контактные напряжения

(3.5)

.

Недогрузка(перегрузка)

. (3.6)

==-1,476.

Перегрузка не превышает более 3,коректеровку ширины не производим.

Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба.

Эквивалентное число зубьев

---