Фактическое передаточное число

Действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

Коэффициент смещения инструмента

x_n₁=0.38

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр d_e₁=z₁m_te=26∙1.51=39.26 мм

диаметр вершин зубьев:

d_ae₁=d_e₁+1.64(1+x_n)m_tecos₁=39.26+1.64∙(1+0.38)∙1.51∙0.97=42.57 мм

диаметр впадин зубьев:

d_fe₁=d_e₁-1.64(1.2-x_n)m_tecos₁=39.26-1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.97=37.3 мм

Основные размеры венца колеса

делительный диаметр d_e₂=z₂m_te=106∙1.51=160.06 мм

диаметр вершин зубьев:

d_ae₂=d_e₂+1.64(1-x_n)m_tecos₂=160.05+1.64∙(1.2-0.38)∙1.51∙0.23=160.51 мм

диаметр впадин зубьев:

d_fe₂=d_e₂-1.64(1.2+x_n)m_tecos₂=160.05-1.64∙(1.2+0.38)∙1.51∙0.23=159.15 мм

Средний делительный диаметр

d₁»0.857d_e₁=0.857∙39.26=33.64 мм

d₂»0.857d_e₂=0.857∙160.06=137.17 мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Внешнее конусное расcтояние R_e	82.46	Внешний делительный диаметр:Шестерни d_e₁Колеса d_e₂	39.26160.05
Внешний окружной модуль m_te	1.51 мм	Внешний диаметр окружности вершинШестерни d_ae₁Колеса d_ae₂	42.57160.51
Ширина зубчатого венца b	25	Внешний диаметр окружности вершинШестерни d_ae₁Колеса d_ae₂	42.57160.51
Число зубьев:Шестерни z₁Колеса z₂	26106	Внешний диаметр окружностивпадиншестерни d_fe₁колеса d_fe2	37.3159.15
Вид зубьев		Внешний диаметр окружностивпадиншестерни d_fe₁колеса d_fe2	37.3159.15
Угол делительногоконуса, градшестерни ₁колеса ₂	13.7976.21	Средний делительный диаметрШестерни d₁Колеса d_q	33,64137.17

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи.

Контактные напряжения

F_t=2∙T_тв∙10³/d₂=2∙110.6∙10³/137.17=1612.6 Н

K_Hα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hv=1.02 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса_F

а) колесо

Н/мм²

Y_F₂=3.62 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1– коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Fβ=1.1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

K_Fv=1.05 – коэффициент динамической нагрузки

б) шестерня

Y_F₁=3.47 - коэффициент формы зуба колеса

Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения
Контактные напряжения _H, Н/мм²	514.4	446
Напряжения изгиба _F, Н/мм²	255.955	170.72

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

Выбираем материал

а) Для шестерни: Сталь 45; HB=269..302; σ_В=890 Н/мм²; σ_Т=650 Н/мм²

σ_-1=380 Н/мм²; термообработка улучшение; HB_ср=285,5

б)Для колеса: Сталь 40Х; HB=235..262; σ_В=790 Н/мм²; σ_Т=640 Н/мм²

σ_-1=375 Н/мм² термообработка нормализация; HB_ср=248,5

Допускаемые контактные напряжения

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_H₀₁ из таблицы 3.3 [1] N_H₀₁=19∙10⁶

Т.к. N_H₀₁ меньше N₁ то принимаем K_HL₁=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙5.1∙14600=4.2∙10⁷

N_H₀₂ из таблицы 3.3 [1] N_H₀₂=16.5∙10⁶

Т.к. N_H₀₂ меньше N₂ то принимаем K_HL₂=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_H₀₁=1.8HB_ср+67=1.8∙285.5+67=580.9

б) колесо [σ]_H₀₂=1.8HB_ср+67=1.8∙248.5+67=514.4

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_H₁=K_HL₁[[σ]_H₀₁=580.9

б) колесо [σ]_H₂=K_HL₂[[σ]_H₀₂=514.4

выбираем [σ]_H=[σ]_H₂=514.4 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба

а)коэффициент долговечности для зубьев шестерни

где N₁=573ωL_h=573∙25∙14600=2.09∙10⁸

N_F₀=4∙10⁶

Т.к. N_F₀ меньше N₁ то принимаем K_FL₁=1

б) коэффициент долговечности для зубьев колеса

где N₂=573ωL_h=573∙5.1∙14600=4.2∙10⁷

N_F₀=4∙10⁶

Т.к. N_F₀ меньше N₂ то принимаем K_FL₂=1

допускаемое напряжение

а) шестерня [σ]_F₀₁=1.03HB_ср=1.03∙285.5=294.065

б) колесо [σ]_F₀₂=1.03HB_ср=1.03∙248.5=255.955

допускаемое контактное напряжение

а) шестерня [σ]_F₁=K_FL₁[[σ]_F₀₁=294.065

б) колесо [σ]_F₂=K_FL₂[[σ]_F₀₂=255.955

выбираем [σ]_F=[σ]_F₂=255.955 Н/мм²

Элементпередачи	Маркаматериала	D_предмм	Термообработка	HB	σ_В	σ_Т	σ_-1	[σ]_H	[σ]_F
Элементпередачи	Маркаматериала	D_предмм	Термообработка	HB	Н/мм²
ШестерняКолесо	Ст 45Ст 40Х	80200	УлучшениеУлучшение	269..302235..262	890790	650640	380375	-514,4	294,065255,955

4.2 Проектный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

Выбираем стандартное число по таблице 13.15 [1] a_w=205.

Делительный диаметр колеса

Ширина венца колеса

b₂=ψ_aa_w=0.3∙205=61.5 мм

Модуль зацепления

мм

принимаем m=2 мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Фактическое межосевое расстояние

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр

мм

диаметр вершин зубьев d_a₁=d₁+2m=70+2∙2=74 мм

диаметр впадин зубьев d_f₁=d₁-2.4m=70-2.4∙2=65.2 мм

ширина венца b₁=b₂+4=63+4=67 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₁=60 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр

мм

диаметр вершин зубьев d_a₂=d₂+2m=340+2∙2=344 мм

диаметр впадин зубьев d_f₂=d₂-2.4m=340-2.4∙1,5=335.2 мм

ширина венца b₂=ψ_aa_w=0.3∙205=61.5 мм

по таблице 13.15 [1] выбираем b₂=63 мм

4.3 Проверочный расчет открытой передачи.

Межосевое расстояние

a_w=(d₁+d₂)/2=(70+340)/2=205 мм

Контактные напряжения зубьев

Н/мм²

K=436 – вспомогательный коэффициент

F_t₃=2∙T_вых∙10³/d₂=2∙504.32∙10³/340=2966.6 Н

K_Hα=1 – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

K_Hv=1.03 – коэффициент динамической нагрузки

Напряжение изгиба зубьев колеса _F

а) колесо

Н/мм²

Y_F₂=3.63 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα=1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Расчет редуктора (стр. 2 из 5)

3.4 Проверочный расчет закрытой передачи.

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА

4.1 Выбор материала зубчатого колеса и шестерни

4.2 Проектный расчет открытой передачи.

4.3 Проверочный расчет открытой передачи.