Производим предварительный расчёт межосевого расстояния a_w', мм:

где К - коэффициент поверхностной твёрдости в соответствии с рекомендациями [1, с.17], принимаем K=10; u - передаточное отношение редуктора u=2,5.

Тогда

Определим окружную скорость v, м/с:

Тогда

По полученным данным приимем степень точности зубчатой передачи, примем 9 класс точности, применяемый для передач пониженной точности.

Уточним предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где K_a=450 для прямозубых колёс.

_ba - коэффициент ширины, принимаем в соответствии со стандартным рядом чисел и рекомендаций [1, с.17], _ba=0,315.

Тогда

К_Н - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

где K_Hv - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем в соответствии с рекомендациями табл.2.6 [1, с.18], K_Hv=1,1

K_H - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, в соответствии с [1, с.18]:

где K_H⁰ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы, в соответствии с табл.2.7 [1, с. 19], K_H⁰=1,575.

K_{Hw -} коэффициент, учитывающий приработку зубьев, в соответствии с табл.2.8 [1, с. 19], K_Hw=0,452.

Тогда

K_H - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяем по формуле:

где K_H⁰ - начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями, находим из следующего выражения:

где n_СТ - степень точности передачи, n_СТ=9.

Тогда

И, следовательно

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

Учитывая стандартный ряд величин межосевых расстояний, принимаем a_w=200мм.

Предварительно определим основные размеры.

Определяем делительный диаметр:

Определим ширину колеса:

Определим модуль передачи, для этого определим максимальное и минимальное значение модуля:

где K_m =3.4 10³ для косозубых передач.

K_F - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

где К_Fv - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем К_Fv=1,11 по табл.2.9 [1, с. 20].

К_Fв - коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:

К_Fб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, причём К_Fб= К_Hб⁰=1,24.

Тогда

И следовательно

Принимаем значение модуля в соответствии с рядом размеров, m=2,5 мм.

Определим суммарное число зубьев по формуле:

где в - угол наклона зубьев, принимаем в=0?.

Тогда

Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем ближайшее целое число Z₁=64.

Определяем число зубьев колеса:

Уточняем фактическое передаточное число:

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры окружностей вершин и впадин колес:

Проверим зубья колеса по контактным напряжениям.

Расчётное значение контактного напряжения определяем по формуле:

где Z_у =960 Mпа^1/2 для прямозубых колёс.

Тогда

Определяем силы в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

где б =20?

Осевая сила F_a =0. Так как применено прямозубое зацепление.

Проверим зубья по напряжениям изгиба.

Для зубьев колеса:

где Y_{FS2 -} коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл.2.10 [1, с.23]. Принимаем Y_FS2=3,605.

Y_в=1 для прямозубых колёс, Y_е=1 при степени точности 8. Тогда

Для зубьев шестерни:

где Y_{FS1 -} коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл.2.10 [1, с.23]. Принимаем Y_FS1=3,91.

Тогда

2.5 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи (1-ая ступень)

Так как редуктор соосный принемаем =200 мм.

Определим окружную скорость v, м/с:

Тогда

По полученным данным примем степень точности зубчатой передачи, примем 8 класс точности, применяемый для передач пониженной точности.

Предварительно определим основные размеры.

Определяем делительный диаметр:

Определим ширину колеса:

Определим модуль передачи, для этого определим максимальное и минимальное значение модуля:

где K_m =3.4 10³ для косозубых передач.

K_F - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

где К_Fv - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем К_Fv=1,092 по табл.2.9 [1, с. 20].

К_Fв - коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:

К_Fб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, причём К_Fб= К_Hб⁰=1,18.

Тогда

И следовательно

Принимаем значение модуля в соответствии с рядом размеров, m=1,5 мм.

Определим суммарное число зубьев по формуле:

где в - угол наклона зубьев, принимаем в=0?.

Тогда

Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем ближайшее целое число Z₁=53.

Определяем число зубьев колеса:

Уточняем фактическое передаточное число:

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры окружностей вершин и впадин колес:

Проверим зубья колеса по контактным напряжениям.

Расчётное значение контактного напряжения определяем по формуле:

где Z_у =9600 MПа для прямозубых колёс.

Тогда

Определяем силы в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

где б =20?

Осевая сила F_a =0. Так как применено прямозубое зацепление.

Проверим зубья по напряжениям изгиба.

Для зубьев колеса:

где Y_{FS2 -} коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл.2.10 [1, с.23]. Принимаем Y_FS2=3,7.

Y_в=1 для прямозубых колёс, Y_е=1 при степени точности 8.

Тогда

Для зубьев шестерни:

где Y_{FS1 -} коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл.2.10 [1, с.23]. Принимаем Y_FS1=3,59.

Тогда

3. Разработка эскизного проекта [1, с.42]

Определяем предварительные диаметры валов.

Для быстроходного вала шестерни диаметр определяется по следующей формуле:

В соответствии с ГОСТ 12080-66 принимаем значение d₁=32мм.

Для быстроходного вала колеса диаметр определяется по следующей формуле:

В соответствии с ГОСТ 12080-66 принимаем значение d₂=38мм.

Выбираем тип и марку подшипников.

Для быстроходной ступени применим подшипник 307 ГОСТ 8338-75.

Для тихоходной ступени применим подшипник 309 ГОСТ 8338-75.

Применяем схему установки подшипников "враспор".

Используем уплотнительные манжеты по ГОСТ 8752-79 типа: 1-40х60-3 и 1-45х65-3.

Основные конструктивные решения.

Определяем минимальное расстояние между деталями передач:

где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач. Примем L=250мм, равную сумме делительных диаметров.

Тогда

Определяем расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс:

Компоновка выполняется с таким расчетом, чтобы размеры редуктора в осевом направлении были небольшими, а валы жёсткими. Остальные размеры принимаются в соответствии с рекомендациями [1, с.257].

Крышки подшипниковых узлов конструируем в зависимости от диаметра внешнего кольца подшипника [1, с.148].

Конструкция зубчатого колеса проработана по рекомендации [1, с.63].

Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием колеса в масло, заливаемое в корпус редуктора до определённого уровня. Применяем масло индустриальное И-70А по ГОСТ 20799-75 [1, с.178].

Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием масла шестерней и затеканием в подшипниковые полости. Это достоинство подшипников качения - требуют мало смазки.

Для контроля уровня масла предусматривается жезловой указатель уровня масла, а для слива отработанного масла сливная пробка. Для визуального контроля выработки редуктора используется смотровое окно, применяемое также для доливания масла.

4. Расчёт валов

4.1 Рассчитываем быстроходный вал на статическую прочность