Содержание
Задание по расчету цилиндрической зубчатой передачи......................
Введение......................................................................................................
1. Нагрузочные параметры передачи.....................................................
2. Расчет на прочность зубчатой передачи...........................................
3. Усилия в зацеплении зубчатой передачи и нагрузки на валы............
4. Расчет тихоходного вала и выбор подшипников...............................
5. Конструктивные размеры зубчатого колеса.....................................
6. Смазка и уплотнение элементов передачи........................................
Графическая часть:
Приложение 1 «Эскизная компоновка тихоходного вала»
Приложение 2 «Расчетная схема тихоходного вала с эпюрами изгибающих и крутящих моментов»
Приложение 3 «Сборочный чертеж тихоходного вала».
Задание по расчету цилиндрической зубчатой передачи.
Рассчитать и спроектировать закрытую косозубую цилиндрическую передачу, передающую на тихоходном валу мощность Р2=6 кВт, при угловой скорости w2=3*3.14=9.42 рад/с. и передаточным числе u=3.3 Режим нагрузки - постоянный «Т».
По заданию выполнить:
А) расчеты
Б) чертежи
Дополнительные условия, которые необходимо учитывать при расчете, принимаются следующими:
А) вид передачи- косозубая цилиндрическая
Б) передача нереверсивная, не допускается изменение направления вращения валов.
В) двигатель асинхронный серии 4А; в соответствии с данными каталога электродвигателей максимально кратковременные перегрузки составляют 200%, поэтому коэффициент перегрузки кп=2.0
Г) требуемый срок службы передачи назначим h=20000 часов.
Введение
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или
червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и
служащий для передачи мощности от двигателя рабочей машине с понижением угловой скорости и повышение вращающегося момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Применение соосной схемы позволяет получить меньшие габариты по длине, что и является ее основным достоинством. К числу недостатков соосных редукторов относятся:
а) Затруднительность смазки подшипников, находящихся в средней части корпуса.
б) Большое расстояние между порами промежуточного вала, что требует увеличение его диаметра для обеспечения достаточной прочности и жесткости.
Очевидно, применение соосных редукторов ограничивается случаями, когда нет необходимости иметь два конца вала быстроходного и тихоходного, а совпадение геометрически осей входного и выходного валов удобно при намеченной общей компоновке привода.
1. Нагрузочные параметры передачи. 
Угловая скорость тихоходного вала w2=9,42 рад/с.; угловая скорость быстроходного вала:
Мощность на валах тихоходном валу Р2=6 кВт.
Мощность на быстроходном валу:
, где 
- КПД передачи.
КПД зацепления косозубой цилиндрической передачи.
КПД одной пары подшипников качения.
Крутящий момент на быстроходном валу:
Крутящий момент на тихоходном валу:
Расчетные крутящие моменты принимаются:
Т1Н=Т1F=T1=201,055 
; Т2Н=Т2F=T2=636.943 
Суммарное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, соответственно для зубьев шестерни и колеса равны:
для быстроходной
для тихоходной
Переменность нагрузки в передаче при тяжелом режиме нагружения учитывается коэффициентами нагру 
жения, которые назначаем, ориентируясь на стальные колеса: КНЕ=0,50, при расчете на контактную выносливость.
КFE=0,30, при расчете на выносливость при изгибе.
Эквивалентное число циклов нагружения зубьев шестерни и колеса:
Максимальная нагрузка на зубья передачи при кратковременных нагрузках:
Расчет на прочность зубчатой передачи.
Минимальное межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи:
Передача предназначена для индивидуального производства и Ки ней не предъявляются жесткие требования к габаритам. Но учитывая значительные кратковременные перегрузки, принимаем для изготовления зубчатых колес следующие материалы:
| Параметр | Для шестерни | Для колеса |
| Материал | Сталь 45 | Сталь 40 |
| Температура закалки в масле, 0С | 840 | 850 |
| Температура отпуска, 0С | 400 | 400 |
| Твердость НВ | 350 | 310 |
| σВ, МПа | 940 | 805 |
| σТ, МПа | 785 | 637 |
Допускаемое контактное напряжение:
Для зубьев шестерни определяется:
- предел ограниченной контактной выносливости поверхности зубьев при базе испытаний NHO
Предварительно принимается:
- коэффициент безопасности для колес с однородной структурой зубьев.
SH=1.1
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности ZR=0.95
Коэффициент долговечности находится с учетом базы испытаний и эквивалентного числа циклов нагружения зубьев. 
База испытаний определяется в зависимости:
Так как 
, то для переменного тяжелого режима нагружения kHL=1.
Допускаемое контактное напряжение:
Для зубьев колеса соответственно определяется:
SH=1.1
ZR=0.95
Так как:
, то kHL2=1
Допускаемое контактное напряжение:
Допускаемого контактного напряжение:
Число зубьев шестерни принимаем: Z1=26
Число зубьев колеса:
, принимаем Z2=86
Фактическое передаточное число передачи:
Угол наклона линии зубьев β= 120
Вспомогательный коэффициент ka=430
Коэффициент ширины зубчатог 
о венца ψa=0.4, и соответственно:
Коэффициент kHB, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца
kHB=1,05
Минимальное межосевое расстояние:
Нормальный модуль зубьев:
По ГОСТ 9563-90 принимаем mn=5 мм
Фактическое межосевое расстояние
, назначаем aw=330, тогда фактическое угол наклона зубьев:
По ГОСТ 13755-81 для цилиндрических зубчатых передач:
- угол главного профиля ά=200
- коэффициент высоты зуба ha*=1
- коэффициент радиального зазора с*=0.25
- коэффициент высоты ножки зуба h*f=1.25
- коэффициент радиуса кривизны переходной кривой р*=0.38
Размеры зубчатого венца колеса:
Внешний делительный диаметр колеса:
Размеры зубчатого венца шестерни 
Внешний делительный диаметр колеса:
Внешний диаметр вершин зубьев:
Окружная скорость зубчатых колес:
Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
Номинальная окружная сила в зацеплении:
Коэффициент торцевого перекрытия:
Коэффициент осевого перекрытия:
Расчет на выносливость зубьев при изгибе:
Коэффициенты, учитывающие форму зуба принимаем:
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:
ZH=1.77*cosβ=1.77*0.848=1,501
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес:
ZM=275 Н1/2/мм 
Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
kHα=1.13; kHβ=1.05
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении:
KHv=1.03
Удельная расчетная окружная сила:
Допустимое контактное напряжение:
Допускаемое предельное контактное напряжение:
Расчет на контактную прочность:
Условие при расчете выносливости зубьев при изгибе:
Коэффициент, учитывающий форму зуба:
YF1=3.84, для зубьев шестерни
YF2=3.61, для зубьев колеса
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Yε=1
Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:
Коэффициент, учитывающий распределение на 
грузки по ширине венца:
kFβ=1.1
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
KFv=1.07
Удельная расчетная окружная сила:
Допустимое напряжение на изгиб:
Для зубьев шестерни определяем:
Предел ограниченной выносливости зубьев на изгиб при базе испытаний 4*106:
Коэффициент безопасности для колес с однородной структурой материала принимаем SF=1.7
Коэффициент учитывающий влияние приложение нагрузки на зубья kFC=1 -для нереверсивной передачи.
Коэффициент долговечности находим по формуле:
, поэтому принимаем kFL=1
Для зубьев колеса соответственно определяем:
SF=1.7; kFC=1; kFL=1; т.к NFE2=3.24*107>4*106
Расчет на выносливость при изгибе: 
Допустимое предельное напряжение на изгиб:
Предельное напряжение не вызывающая остаточной деформации или хрупкого излома зубьев для шестерни и колеса.
Принимаем коэффициент безопасности SF=1,7
Расчет на прочность при изгибе для шестерни:
Расчет на прочность при изгибе для колеса:
