Проектирование редуктора (стр. 2 из 6)
Определим допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
Так как HBср1-HBср2=505-285=220>70 и HBср2=285<350, то расчетное допускаемое напряжение:
Принимаем меньшее значение [σ] H=762,6 МПа
Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
и 
,где
и 
– коэффициенты концентрации нагрузки по ширине венца; 
и 
– коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).Определим относительную ширину венца:
,где
=4 
-для косозубых передач и принимаем 
По таблице 5.2. и 5.3, схемы 7 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок находим
, 
Значения
определяются по табл.5.6 по известной окружной скорости: 
<15, где 
=nэд=1410 мин-1– частота вращения быстроходного вала, 
=58 – крутящий момент на валу, 
=4 – передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент 
определяется по табл.5.4 в зависимости от вида передачи.Для 8-й степени точности изготовления передачи получим, что
и 
.Находим значения коэффициентов нагрузки:
Определим предварительное значение межосевого расстояния:
где ψа = 0,35 – коэффициент ширины передачи.
=4 – передаточное число редуктора; 
= 762,6 МПа – допускаемое контактное напряжение; 
=1,055 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по Рис.6.2; 
=394,82 Н м– крутящий момент на валу колеса;По стандартному ряду принимаем а = 100 мм
Определяем рабочую ширину колеса:
.Ширина шестерни:
.Вычислим модуль передачи по формуле:
,где
=339,26 МПа – изгибное напряжение на колесе; 
, 
. Тогда 
. Из стандартного ряда значений 
по ГОСТ 9563–60 выбираем значение 
.Минимально возможный угол наклона зубьев для косозубой передачи
.Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:
. Округлив это число в меньшую сторону, получаем 
.Определяем действительное значение угла
и сравниваем его с минимальным значением: 
, 
.Найдём число зубьев шестерни
и колеса 
, учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи: 
.Итак получим:
; 
.Найдём фактическое передаточное число тихоходной ступени:
. Таким образом фактическое передаточное число совпадает с заданным.Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:
где
– коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; 
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл.6.4; 
– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл.6.2; 
– коэффициент, учитывающий наклон зуба.Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса:
.Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.
, 
,где
– модуль косозубых колёс; 
– угол наклона зуба;Проверка:
, откуда 40+160=2·100, т.е. 200=200 – верно.Определим диаметры окружностей вершин зубьев
и впадин зубьев 
. 
; 
; 
; 
.Определим силы, действующие на валы косозубых колёс.
Окружная сила:
,Радиальная сила:
,где
– угол зацепления; – угол наклона зуба.Осевая сила:
.3.2 Быстроходная ступень
Отметим, что поскольку редуктор трехпоточный, то момент на быстроходном валу ТБ=Т2/3=101,77/3=33,923(в данном случае Т2-монент на быстроходной ступени)
Материал колеса – сталь 40X(термообработка-улучшение).
Материал шестерни – сталь 40ХН(термообработка-закалка ТВЧ).
По таблице 3.1 имеем:
для шестерни:
;для колеса:
МПаОтметим что колесо входит в зацепление 3 раза, шестерня 1 раз.
где
– твёрдость рабочей поверхности зубьев, 
– предел текучести материала.