Реферат: Расчет редуктора прямозубого

Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи

; (14)

Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом

Определяем делительные диаметры колес, мм

(15)

Уточняем межосевое расстояние

(16)

Определяем рабочую ширину венца колеса

; (17)

принимаем b ₂ = 30 мм.

Определяем ширину венца шестерни

; (18)

;

принимаем b ₁ = 34 мм.

Определяем диаметры вершин зубьев для шестерни и колеса, мм

(19)

Определяем диаметры впадин зубьев для шестерни и колеса, мм

(20)

Определяем окружную скорость колес, м/с

. (21)

В зависимости от полученного значения окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие

, (22)

где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых передач K_Hα = 1;

K _Нβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес K _Нβ = 1;

K_Hυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Hυ = 1,113;

Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, для прямозубых передач Z_H = 1,76;

Z _М – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, для стальных колес Z _М = 275 МПа^1/2 ;

Z_ε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач определяется по формуле:

, (23)

где ε_α – коэффициент торцевого перекрытия;

; (24)

;

;

.

Недогрузка передачи составляет:

.

2.6 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Определяем для шестерни и колеса коэффициент формы зуба

при z ₁ = 24; Y_{F 1} = 3,938;

при z ₂ = 96; Y_{F 2} = 3,602.

Определяем отношения:

Дальнейший расчет выполняем по материалу колеса

Выносливость зубьев по напряжениям изгиба обеспечена при выполнении условия:

, (25)

где Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Y_β = 1;