Определение допускаемого напряжения на изгиб:

Допускаемое напряжение при проектном расчете зубьев на изгиб найдем по следующей формуле:

[σ_F]= (22), где

σ_FR – предел выносливости на изгибе;

δ_F – коэффициент запаса прочности, выбираем δ_F=2,2, принимая режим работы кратковременный;

К_FC – коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса, для нереверсивных передач значение К_FC=1;

К_FL – коэффициент долговечности, определяемый по формуле:

К_FL= (23), где

N_Н – число циклов нагружения, определяемое по формуле:

N_H=60·n·c·L (24), где

n -частота вращения зубчатого вала (для валов редуктора от входного до выходного соответственно);

Для колеса: n = 10,03 (об/мин), для шестерни: n = 29,087 (об/мин)

с -число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, согласно ТЗ,

c=1;

L -срок службы передачи, согласно паспортным данным срока службы двигателя,

L=150 час

K_{FLколесо}=12,8

K_{FLшестерня}=15,75

Определение модуля зацепления m для колесной пары необходимо производить по тому колесу, для которого соотношение Y_f/[σ_f] больше. А т.к. для шестерни отношение Y_f/[σ_f] больше, то расчет ведем по шестерне.

= 0,16 мм

Из конструктивных соображений назначим на все передачи m=1.

Определим контактные допускаемые контактные напряжения для шестерен и колес.

Определение допускаемых контактных напряжений:

Определение допускаемых контактных напряжений для шестерен и колес производится по формуле:

(25), где

Z_R – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей,

Z_R = 1;

Z_V – коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, Z_V = 1;

S_H – коэффициент безопасности, S_H =1,2;

– предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа;

K_HL – коэффициент долговечности, учитывающий возможность повышения допускаемых напряжений для кратковременно работающих передач:

(26)

N_HО – базовое число циклов перемены напряжений, зависит от твердости поверхностного слоя;

N_H возьмем из предыдущих расчетов.

m – показатель степени,

m = 6 при HB < 350;

Для шестерен:

N_HO = 2,5ּ 10⁸ (циклов)

n = 29.087 об/мин

=3.138;

Для колес:

N_HO = 1,5ּ 10⁸ (циклов)

n = 10.03 об/мин

=3.44;

Геометрический расчет кинематики эмп

Геометрические размеры зубчатых колес находятся по справочным таблицам.

Делительный диаметр:

, где

β – угол наклона зубьев

т. к. колеса прямозубые, то β = 0

Диаметр вершин зубьев:

, где

– коэффициент граничной высоты, = 1

x – коэффициент смещения производящего контура

x = 0, т.к. редуктор выполняется с нулевыми колесами

Диаметр впадин:

, где

с^* – коэффициент радиального зазора

с^* =0,25, т. к. m = 1

Ширина колеса:

, где

ψ_bm – коэффициент, равный отношению ширины зубчатого венца к модулю

ψ_bm = 9

Ширина шестерни:

Делительное межосевое расстояние:

Для всех шестерен:

Размеры 1-й шестерни позволяют закрепить ее на валу двигателя (Ø_вала = 4 мм)

Параметры колес

№ колеса	z	d, мм	, мм	, мм
1	58	58	60	55.5
2	58	58	60	55.5
3	58	58	60	55.5
4	58	58	60	55.3
5	58	58	60	55.5

Делительные межосевые расстояния

№ элементарной передачи	1	2	3	4	5
zколеса	58	58	58	58	58
zшестерни	20
, мм	39	39	39	39	39