Расчет второй тихоходной передачи

Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

3.1 Определяем межосевое расстояние а₂ и другие параметры

Определяем межосевое расстояние

(32)

где – передаточное отношение, = 4,5;

– приведенный модуль упругости; = 210 ГПа;

– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; принимается по рекомендации таблицы 4.6, = 0,4.

Т ₃– крутящий момент на ведомом валу; Т ₃ = 179,3 Н∙м.

– коэффициент концентрации нагрузки; определяется по графику (рисунок 4.9) [1, с. 51] в зависимости от 0,5 · 0,4 · · (4,5+ 1) = 1,1.

– коэффициента ширины шестерни.

По графику рисунка 4.9 [1, с. 51] находим = 1,06

В результате получаем

мм.

Округляя по ряду Rа 40 [1, c. 52], принимаем а ₂=125 мм.

Находим b_w – ширину колеса второй ступени

; (33)

0,4 ∙ 125 = 50 мм.

По таблице 4.8 [1, с. 52] принимаем 25 и находим модуль по формуле

; (34)

мм.

Суммарное число зубьев

; (35)

Число зубьев шестерни

; (36)

Принимаем целое значение 23.

Число зубьев колеса

z ₂ = – z ₁; (37)

z ₂= 125 – 23 = 102.

Фактическое передаточное число

= ; (38)

.

Отклонение от заданного передаточного числа должно быть не более 4% [1, c.52]

Δ = ; (39)

Δ = %.

Условие соблюдается.

Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формулам

d ₁ = z ₁ m; (40)

d ₁= 23·4,5 = 46 мм.

d ₂ = z ₂ m; (41)

d ₂ =102·4,5 = 204 мм.

Дата добавления: 2015-07-13