Фактическая величина угла наклона зуба:

Сosβ =

Фактическая величина передаточного числа ступени:

U_ф= =2,97

Диаметры делительных окружностей:

Dш = =33*3 /0,9825=100,763 мм

Dк == 98*3 / 0,9825=299,236 мм

Проверка соответствия полученных делительных диаметров принятому межосевому расстоянию:

=( Dш+ Dк)/ 2 = (100,763+299,236)/2=199,999 мм

Диаметры окружностей выступов:

Dаш = Dш+2m=100,763+6=106,763 мм

Dак = Dк +2m=299,236+6=305,236 мм

Диаметры окружностей впадин:

Dfш = Dш-2,5m=100,763-7,5=93,263 мм

Dfк = Dк- 2,5m=299,236-7,5=291,763 мм

Коэффициент торцевого перекрытия:

εα=(1,88-3,2(1/ Z_ш +11/ Z_к ))*cosβ=(1,88-3,2(0,033+0,09))*0,98250=1,76>1,2

Коэффициент осевого перекрытия:

εβ= (*sinβ)/πm= (80*0,2123)/9,42=1,8>1

Определение геометрических параметров зубчатых колёс и шестерен для быстроходной ступени:

Межосевое расстояние aыстр

155,702; принимаем абыстр =200 мм, т.к редуктор соосный

Ширина передачи:= Ψва* =0,25*200=50 мм

а) Значения нормального модуля цилиндрической передачи при твердости < 350 HB принимается в пределах m=(0,01…0,02)∙а_w

m – модуль зубчатого колеса

m_т=0,015·200=3,0 – принимаем m=3 мм

б)Суммарное число зубьев ступени :

Z_Σ ===130,666– принимаем Z_Σ = 131

Фактическая величина угла наклона зуба:

Сosβ =

Числа зубьев шестерни и колеса:

Z_ш === 32,675 – принимаем z_ш = 30

Z_к = Z_Σ – Z_ш = 131– 30 = 101

Фактическая величина передаточного числа ступени:

U_ф= =3,36

Диаметры делительных окружностей:

Dш = =30*3 /0,98250=91,603 мм

Dк == 101*3 / 0,9825=308,396 мм

Проверка соответствия полученных делительных диаметров принятому межосевому расстоянию:

=( Dш+ Dк)/ 2 = (90,603+308,396)/2=199,999 мм

Определяем диаметры окружностей выступов:

Определяем диаметры окружностей впадин:

Коэффициент торцевого перекрытия:

εα=(1,88-3,2(1/ Z_ш +11/ Z_к ))*cosβ=(1,88-3,2(0,13233))*0,98250=1,43>1,2

Коэффициент осевого перекрытия:

εβ= (*sinβ)/πm= (50*0,2131)/9,42=1.2>1

6)Проверочный кинематический и силовой расчет редуктора:

Крутящий момент, развиваемый электродвигателем:

Так как вал электродвигателя соединен с входным валом редуктора посредством муфты, то

T_I = T_дв , n_I = n_дв

Крутящие моменты на втором (промежуточном) и третьем (выходном) валах редуктора определяется по формулам:

Число оборотов на каждом из валов:

Частота вращения исполнительного органа:

Вал	n, об/мин	Т, Н∙м
I	975	147
II	290	484
III	97.7	1408

Определение зазоров между передачами редуктора и стенками корпуса

C=3+45=77,8мм

4. Проверочный расчет зубчатых колес

4.1 Тихоходная ступень

Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев :

Исходные данные:Z1 =30; Z2 =101; m=3; cosβ=0,98250; aw =200 мм; Uф =2,97; bw = 80мм;

εα=1,712; εβ=1,579; nш=n1=975 об/мин

Фактическая величина контактных напряжений для быстроходной и тихоходной ступеней редуктора, МПа

F_t - окружная сила на делительном цилиндре в торцовом сечении.

где T₁- крутящий момент на шестерне, Н.м ;

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм;

k_H - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость, определяется по формуле

,

где k_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определенный по графикам черт. 1 приложения 1.

k_H = 1,15

k_Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, определенный по табл. 4 приложения 1;

k_Hv = 1,01

z_E - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стали z_E = 190;

z_H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления.

z_ - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле

Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала, МПа

где _Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений. Значения предела контактной выносливости следует принимать в зависимости от средней твердости поверхности зубьев (38…50 HRC в данном случае).

МПа

S_H - минимальный коэффициент запаса прочности. Коэффициент запаса прочности S_H принимается равным 1,2 для колес с поверхностным упрочнением.

Z_N - коэффициент долговечности.

при N_k < N_Hlim ,

N_k - число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

N_k = 60 n_ш T , N_k =

где Т - срок службы передачи. Приняли Т = 5000 ч.

N_Hlim - число циклов напряжений, соответствующее перегибу кривой усталости при расчете на контактную выносливость. Определяется по формуле:

N_Hlim = 30 (HB)^2.4 N_Hlim =