Вал I – быстроходный

1.4.2 Вал I – быстроходный

n₁ =n_дв = 968

ω₁ =ω_дв = 101,32

Т₁ = Т_дв· η_м.· η_п.к. =  Нм

1.4.3 Вал II – тихоходный

n₂ =  =

ω₂ == 

Т₂ = Т₁· u_ред.ст.·η_п.к.·η_з.п. = Нм

1.4.4 Вал III – рабочего органа

n₃ =

ω₃ =

Т₃ = Т₂·u_ц.п.ф.∙ η_ц.п..·η_п.к. =  Нм

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.

Допускаемые контактные напряжения

 ,

=2HB+70

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

K_HL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; коэффициент безопасности  =1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

 ;

для шестерни  МПа;

для колеса МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент =1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле

a=112мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n= =

Принимаем m_n=1,25мм.

Примем предварительный угол наклона зубьев  и определим числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем z₁=50, тогда z₂=z_1*u=

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка: мм

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин зубьев:

 - 2,5 m_n = мм

-2,5 m_n= мм

ширина колеса b₂=ψ_baa_w=мм;

ширина шестерни b₁=b₂+5мм =мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ψ_bd=

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки K_H=K_HβK_HαK_Hν;

K_Hβ=1,08; K_Hα=1,08; K_Hν=1,0

K_H=1,08∙1,08∙1,0=1,166

Проверка контактных напряжений

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки K_F=K_FβK_Fν. При ψ_bd=0,78, твердости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fβ=1,17, K_Fν=1,3.K_F=1,17∙1,3=1,52; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_ν:

у шестерни

у колеса

Y_F1= 3,64 Y_F2=3,60

Допускаемое напряжение

;

Для шестерни  МПа; для колеса МПа. [S_F]=[S_F]'[S_F]"- коэффициент безопасности, где [S_F]'=1,75, [S_F]"=1. Следовательно, [S_F]=1,75.

Допускаемое напряжение:

для шестерни

для колеса

Находим отношения

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα:

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ε_α=1,5 и 8-й степени точности K_Fα=0,92

Проверяем прочность зуба колеса:

МПа <[σ_F2] =206МПа.

Условия прочности выполняются.