Схема цилиндрического зубчатого редуктора

                                        

                                          

 

Рис.1

 

1. Передаточное число редуктора:

 

2. Крутящие моменты на ведущем и ведомом валах:

 

Нм

 

Принимаем для зубчатой пары ; для пары подшипников качения ; тогда КПД редуктора:

Крутящий момент на ведомом валу:

 

Выбор материалов.

Для шестерни принимаем по табл. 3.3  сталь 45 улучшенную до твердости НВ 230, для колеса – сталь 45 улучшенную до твердости НВ 200.

 

4. Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для улучшенной стали со средней твердостью рабочих поверхностей зубьев (НВ≤ 350) определяем по табл. 3.2 :

 

для шестерни ;

 

для колеса .

 

 

5. Базовое число циклов напряжений в зубьях колес пары:

 

для колеса принимаем по табл. 3.2   ;

для зубьев шестерни рассчитываем:

.

 

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при постоянной нагрузке:

,

 

где с – число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

n – частота вращения рассчитываемого колеса,  ;

t – срок службы передачи.

 

Для шестерни ;

 

для колеса   

.

 

Поскольку  принимаем коэффициент долговечности для шестерни и колеса .

Для стали с поверхностным упрочнением принимаем  (с.33 ).

 

6. Допускаемые контактные напряжения:

 МПа;

 

 МПа.

 

7. Из рекомендуемого ряда значений  принимаем в соответствии со стандартом .

Определим коэффициент ширины венца по диаметру:

 

.

 

8. Предварительно из табл. 3.1   принимаем значение коэффициента нагрузки   (для симметричного расположения колес).

 

Из условия контактной выносливости зубьев определим межосевое расстояние. Допускаемые контактные напряжения примем для колеса, так как они меньше.

Принимаем по стандарту .

 

9. Определим модуль зацепления:

 

,

принимаем по стандарту m = 3 мм.

 

Число зубьев колес и фактическое передаточное число

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;

Число зубьев шестерни:

;

Число зубьев колеса:

;

Фактическое передаточное число:

.

 

Геометрические параметры колес:

Делительный диаметр шестерни ;

                                  колеса .

 

 

Диаметр вершин зубьев шестерни

;

колеса .

 

Диаметр впадин шестерни ;

 

колеса          .

Проверка межосевого расстояния

.

 

Ширина венца

колеса , принимаем ;

шестерни .

Значение коэффициента  

 

Окружная скорость шестерни:

.

При такой величине скорости принимаем для передачи 8-ю степень точности.

 

13. Уточним значение коэффициента нагрузки:

где из табл.. 3.5   для твердости НВ<350 и симметричного расположения колес;

 

      из табл.. 3.6    для прямозубой передачи при скорости V< 5 м/с и твердости НВ < 350.

 

14. Величина расчетных контактных напряжений:

 

, что допустимо.

 

15. Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба и коэффициент безопасности (табл. 3.9 [1]):

 HB; .

 

Для штампованных заготовок         

 

16. Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни 

;

для колеса

.

 

17. Определим коэффициент нагрузки (табл. 3.7, 3.8 [1]):

 

18. Установим колесо пары, для которого будет продолжен расчет.

Коэффициенты формы зубьев, выполненных без смещения (Х=0), (с.42 [1])

 при при

следовательно, зубья колеса менее прочны, расчет производим для него.