Материал: ПЛК-3,12.00.00.000 ПЗ (Записка)-1

(2.37)

Коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам (рисунок 8.15, [3]) в зависимости от твердости шестерни HB, вида редуктора и коэффициента ). В нашем случае = 1,04.

Тогда

 м = 63,34 мм.

Определим ширину колеса , мм по формуле (8.16), [2]:

. (2.38)

мм

Принимаем мм

Определим модуль передачи , мм по формуле [2]:

, (2.39)

где   – коэффициент модуля (определяется по таблице 8.5, [2] в зависимости от твердости при H < 350 HB = 30…20). Принимаем = 25, тогда

По ГОСТ 9563-80 выбираем стандартный модуль m = 2 мм.

Определяем угол наклона зуба по формуле

(2.40)

где   ‑ коэффициент осевого перекрытия (по рекомендациям [3] );

Определяем число зубьев шестерни

(2.41)

Принимаем

Определяем число зубьев колеса

(2.42)

Определяем межосевое расстояние передачи

(2.43)

Определяем делительные диаметры:

(2.44)

Для шестерни:

 мм.

Для колеса

 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев:

(2.45)

Для шестерни

мм

Для колеса

мм

Определяем диаметры впадин зубьев:

(2.46)

Для шестерни

 мм.

Для колеса

 мм.

3 Проверочный расчёт передач редуктора

3.1 Проверочный расчёт быстроходной передачи редуктора

Проверочный расчёт передачи ведётся по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

3.1.1 Проверочный расчёт быстроходной передачи по контактным напряжениям

Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям выполняем по формуле:

, (3.1)

где   ‑ коэффициент расчётной нагрузки;

 ‑ угол зацепления (по ГОСТ 13755-81 ).

Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле:

, (3.2)

где   ‑ коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициент динамической нагрузки выбирается по таблице 8.3, [2] в зависимости от степени точности зубчатых колес, твердости поверхности зубьев и окружной скорости.

Окружную скорость шестерни быстроходной передачи определим по формуле:

, (3.3)

 м/с.

Степень точности зубчатых колёс определяем по таблице 8.2, [3]. В зависимости от окружной скорости выбираем 8-ю степень точности.

Тогда, по таблице 8.3, [2] выбираем =1,04.

Определяем коэффициент расчётной нагрузки:

Определяем контактные напряжения:

 МПа

Сравниваем действительные контактные напряжения с допускаемыми:

= МПа >  МПа

Недогрузка составляет:

,

Недогрузка передачи составляет менее 5% следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.1.2 Проверочный расчёт быстроходной передачи по напряжениям изгиба

Выполняем проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба по формуле:

, (3.4)

где   - коэффициент формы зуба;

 ‑ окружное усилие на зубчатом колесе, Н;

 ‑ коэффициент расчётной нагрузки.

 – опытный коэффициент, характеризующий понижение прочности зубьев конической передачи по сравнению с цилиндрической;

Коэффициент определяем по рекомендациям [3].

При и

(3.5)

Коэффициент выбирается по графику рисунок 8.20, [3] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса и коэффициента смещения

Эквивалентное число зубьев для конических колес с косыми зубьями определяется по формуле

(3.6)

Тогда для шестерни

По рисунку  8.20, [3] при коэффициенте смещения x = 0:

для шестерни при числе зубьев ;

для колеса при числе зубьев ;

Для колеса и для шестерни находим отношение

Для шестерни

Для колеса

Дальнейший расчёт ведем по наименьшему значению, т.е по колесу.

Коэффициент расчётной нагрузки определяем по формуле:

, (3.7)

где   ‑ коэффициент концентрации нагрузки (выбирается по графикам рисунок 8.15, [3]);

 ‑ коэффициент динамической нагрузки (выбирается по таблице 8.3, [3]).

Коэффициент определяется по формуле

(3.8)

По таблице 8.3, [3] при степени точности колес – 8, и окружной скорости  м/с выбираем  = 1,06.

Тогда коэффициент расчётной нагрузки:

.

Окружное усилие на шестерне , Н определяем по формуле:

, (3.9)

 Н

Напряжения изгиба в передаче

 МПа 252 МПа

Условие изгибной прочности соблюдается.

Определяем радиальное усилие в зацеплении по формуле

(3.10)

 Н

Определяем осевое усилие в зацеплении по формуле

(3.11)