Реферат: Расчет редуктора прямозубого
колесо
45Л
Н
любой
155…195
180
Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие:
, (5)
Поэтому принимаем HB 1 = 210; H B2 = 180.
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений для шестерни и колеса
; (6)
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
, (7)
где K Н L – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы; при длительном сроке службы и постоянном режиме работы K Н L = 1;
S Н – коэффициент безопасности; для нормализованных или улучшенных колес S Н = 1,1;
Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σ H 1 ], и колеса [σ H 2 ].
Принимаем 
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений для шестерни и колеса
; (8)
Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса
(9)
где KFL – коэффициент долговечности, при длительном сроке службы и постоянном режиме работы KFL = 1;
SF – коэффициент безопасности; определяется как произведение двух коэффициентов:
(10)
где 
– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%; для нормализованных и улучшенных колес = 1,75;
– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса: для поковок и штамповок 
; для литых заготовок 
;
2.4 Проектировочный расчет на контактную выносливость
Определяем межосевое расстояние передачи, мм
, (11)
где Ka – вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач Ka = 49,5 МПа1/3 ;
ψ ba – коэффициент ширины венца колеса, принимаем ψ ba = 0,25;
u ред – передаточное число зубчатой передачи редуктора, u ред = 4;
Т 2 – вращающий момент на валу колеса, Т 2 = 69,1 Н∙м;
[σ H ] – допускаемые контактные напряжения, [σ H ] = 390,9 МПа;
K Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K Нβ = 1;
принимаем aw = 120 мм.
По эмпирическому соотношению определяем модуль зацепления, мм
(12)
принимаем m = 2 мм.
Определяем числа зубьев шестерни и колеса
(13)
