Проектирование редуктора (стр. 3 из 6)
Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость
и на изгибную выносливость 
по таблице 4.1, учитывая режим работы №III: 
; 
.Определим число циклов перемены напряжений на контактную и изгибную выносливость соответственно по графику 4:
, 
, 
.Ресурс передачи, т.е. суммарное время работы, задано в расчёте, и имеет следующее значение:
.Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:
, 
, где: 
– частота вращения шестерни; 
и 
– число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.Рассчитаем эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:
, где: 
– коэффициенты приведения на контактную выносливость; 
– суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.Принимаем NHE1=NHG1=100·106, NHE2=NHG2=20·106.
Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость:
принимаем NFE1= 4∙106, 
принимаем NFE1= 4∙106,где
– коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.Определим предельные допускаемые напряжения при действии пиковых нагрузок:
при расчете на контактную выносливость
при расчете на изгибную выносливость
Определим допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость:
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=658,62 МПа
Поскольку редуктор соосный, то дальнеший расчет имеет свои особенности.
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).Зададимся значением
Определим относительную ширину венца:
,где
=5,16.При расчете принимается
По таблицам определяем
<15, где 
=nэд=184,11 мин-1– частота вращения быстроходного вала, 
=33,923 – крутящий момент на валу, 
=5,16 – 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:
Межосевое расстояние a=100 мм.
Определим коэффициент ширины быстроходной ступени
: 
Принимаем
Определяем рабочую ширину колеса:
.Ширина шестерни:
.Вычислим модуль передачи по формуле:
,где
=293 МПа – изгибное напряжение на колесе; 
, 
. Тогда 
. Из стандартного ряда значений 
по ГОСТ 9563–60 подходит значение 
, но из конструктивный соображений (во избежание неприемлемых чисел зубьев), принимаем 
.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:
, принимаем z1=21;Получим
.Найдём фактическое передаточное число быстроходной ступени:
. Таким образом погрешность составляет 2%, что меньше предельно допустимого значения 4%, т.е. подходит.Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:
