4.1. Критерий технического уровня редуктора γ, кг.
γ =m\T2≈10…20%
m= (0,1…0,2)T2
m=(0,1…0,2)*111,52=11,152…22,304 кг
4.2. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.
4.2.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.
 |
Ka - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи – 49,5;
ψa=b2/aw – коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ψa =0,28;
u – передаточное число редуктора =4,5;
T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора;
[б]H – допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;
KHß - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.
4.2.2. Определяем модуль зацепления m, мм.
m≥2KmT2103/d2b2[б]f
Km – вспомогательный коэффициент - 6,8
d2 =2awu/(u+1) – делительный диаметр колеса
 |
;
d2 =2*115*4,5/(4,5+1)=188,88 мм
b2= ψaaw - ширина венца колеса;
b2=0,28*115=32,2 мм
[б]F – допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.
m≥2*6,8*111,52/188,18*32,2*255,96=1
4.2.3. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
Z∑=Z1+Z2=2aw/m
Z∑=2*115/1=230
4.2.4. Определяем число зубьев шестерни:
Z1= Z∑/1+u
Z1=230/1+4,5=41,82
Округляю до ближайшего целого числа: Z1=42
4.2.5. Определяем число зубьев колеса:
Z2= Z∑-Z1
Z2=230-42=188
4.2.6. Определяем фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение ∆u от заданного u:
uф= z2/ z1; ∆u=| uф -u|/u*100
uф=188/42=4,5
∆u=|4,5-4,5|/4,5*100=0%
4.2.7. Определяем фактическое межосевое расстояние:
aw=(Z1+ Z2)/2
aw=(42+188)/2=115 мм
4.2.8. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.
d1=mZ1 d2=mZ2 делительный диаметр
da1=d1+2m da2=d2+2m диаметр вершин зубьев
df1=d1-2,4m df2=d2-2,4m диаметр впадин зубьев
b1==b2+(2...4) b2= ψ aaw ширина венца
| Параметр | Колесо | Шестерня |
| Делительный диаметр мм Диаметр вершин зубьев мм Диаметр впадин зубьев мм Ширина винца мм | d2=188 da2=190 df2=184 b2=33 | d1=42 da1=44 df1=39 b1=35 |
4.3. Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи.
4.3.1. Проверяем межосевое расстояние:
aw=(d1+ d2)/2
aw=(42+188)/2=115 мм
4.3.2. Проверяем пригодность заготовок колес:
Dзаг≤Dпред Sзаг≤ Sпред
Dзаг=da1+6 мм Sзаг= b2+4 мм
50<80 37<80
4.3.3. Проверяем контактные напряжения бH, Н/мм2
K – вспомогательный коэффициент =436
Ft=2T2*103/d2 - окружная сила зацепления
Ft=2*111,52*103/188=1185,24 Н
KH 
=1 для прямозубых передач
KH 
=1 для прямозубых передач
KH 
=1.1 коэффициент динамической нагрузки [ 1, табл. 4.2]
v= ω2d2/(2*103)=16,28*188/2*103=1,53 м/с (9 – степень точности)
 |
0,9*514,3<468,52<1,05*514,3
4.3.4. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни бF1 и колеса бF2, Н/мм2
бF2=YF2Yß(F1/b2m)KFαKFβKFv≤ [б]F2
бF1= бF2 YF1/ YF2≤[б]F1
m - модуль зацепления =1мм;
b2 – ширина зубчатого венца колеса=36 мм;
F1 – окружная сила зацепления;
KF - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями=1
KF - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба=1
KF - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной
скорости колес и степени точности передачи=1,28 [ 1, табл. 4.3]
Y F1=3,7 коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в
зависимости от числа зубьев шестерни z1 и колеса z2 [ 1, табл. 4.4]
Y F2=3,63
Y - коэффициент учитывающий наклон зубьев=1
бF2 =3,63*1(1185,24/33*1)*1,28=166,88 Н/мм2
бF2 =166,88<255,96 Н/мм2
бF1=166,88*3,7/3,63=170,1 Н/мм2
бF1=170,1<294,07 Н/мм2
4.4. Табличный ответ.
| Проектный расчет | |||||
| Параметр | значение | ||||
| 1) межосевое расстояние aw мм 2) модуль зацепления m 3) ширина зубчатого венца: шестерни b1 мм колеса b2 мм 4) число зубьев: шестерни z1 колеса z2 5) диаметр делительной окружности: шестерни d1 мм колеса d2 мм 6) диаметр окружности вершин: шестерни da1 мм колеса da2 мм 7) диаметр окружности впадин шестерни df1 мм колеса df2 мм | 1.00 | ||||
| Проверочный расчет | |||||
| Параметр | Допускаемые значения | Расчетные значения | Примечания | ||
| Контактные напряжения б, Н/мм2 | 514,3 | 468,52 | 8,94 % недогруз | ||
| Напряжения изгиба, Н/мм2 | бF1 | 294,07 | 42,1 % недогруз | ||
| бF2 | 255,96 | 166,88 | 34,9 % недогруз | ||