Визначення допустимих напружень на згин
Визначення допустимих контактних напружень
; МПа (2.4.2.1)
де σНlimb – базова границя витривалості поверхні зубів, яка відповідає базовому числу циклів зміни напруг NНО; (Л [2], табл. 3.2)
КHL – коефіцієнт довговічності; КHL=1
[Sh]=1.1 – коефіцієнт безпеки
Для шестірні
482 МПа (2.4.2.2)
Для колеса
428 МПа (2.4.2.3)
Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження
[σH]=0.45([σH1]+[σH2]); (2.4.2.4)
тоді [σH] = 0,45 ( 482+428 ) = 410 МПа
необхідна умова [σН]£1,23[σН]2
Визначення допустимих напружень на згин
Допустимі напруження згина
(2.4.3.1)
де σ0Flim b=1.8 HB (Л [2], табл. 3.9)
σ0F limb1=1.8 ∙ HB1 = 18 х 230 = 415 МПа
σ0 F limb2=1.8 ∙ HВ2 = 18 х 200 =360 МПа
[SF]=[SF]I[SF]II – коефіцієнт безпеки
де [SF]I= 1.75 (Л [2], табл. 3.9)
[SF]II= 1.0 (заготовка-поковка)
[SF]= 1,75 ∙ 1 = 1.75
Допустимі напруження, МПа
для шестірні 
=237 МПа
для колеса 
=206 МПа
2.4.4 Визначення міжосьової відстані передачі
Визначаємо міжосьову відстань, мм
= 
(2.4.4.1)
де: для косозубих колеса Ка=43,
коефіцієнт нерівномірності навантаження
КНβ = 1,15 (Л [2], табл. 3.1)
(Л [2], с.36)
Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66
Вибираємо з ряду (2, стор 36)
аω= 125 мм (Л [2], с.36)
2.4.5 Визначення основних розмірів зубчастої пари
Нормальний модуль зачеплення приймаємо:
mn=(0.01÷0.02)۰aω (2.4.5.1)
mn= 
мм
приймаємо за ГОСТ 9563-60 тп= 2 мм (Л [2], с.36)
Попередньо приймаємо кут нахилу зубів β=100
Визначаємо число зубів шестірні і колеса
(2.4.5.2)
приймаємо Z1= 24 , тоді
Z2=Z1۰uзп (2.4.5.3)
Z2= 24۰4= 96
Уточнюємо значення кут нахилу зубів
(2.4.5.4)
14o30′
Для косозубих 
0 = 8 … 16 0
Визначаємо основні розміри шестірні та колеса:
Діаметри ділильні,
Шестірня 
мм (2.4.5.5)
Колесо 
мм (2.4.5.6)
Перевірка 
мм (2.4.5.7)
Діаметри вершин зубів
Шестерні da1=d1+2mn= 50+2 
2=54 мм (2.4.5.8)
Колеса da2=d2+2mn= 200+2 2=204 мм
Діаметри западин зубів
df1=d1-2.5mn= 40-2,5 2=45 мм (2.4.6.9)
df2=d1-2.5mn= 200-2,5 2=195 мм (2.4.5.10)
Ширина
Шестірні b1=b2+5= 50+5=55 мм (2.4.6.11)
Колеса b2= 
= 0,4 125=50 мм
2.4.6 Перевірочні розрахунки
Коефіцієнт ширини шестірні по діаметру
=1.1 (2.4.6.1)
Колова швидкість шестірні,
(2.4.6.2)
V 
0.60 м/с
При такій швидкості для косозубих коліс треба прийняти __ступінь точності (2, с.32)
Коефіцієнт навантаження
КН=КНβКНαКН v (2.4.6.3)
KHβ≈ 1,15 (2, табл. 3.5)
КНα≈ 1,06 (2, табл. 3.4)
КН v= 1 (2, табл. 3.6)
Таким чином, КН= 1,2
Перевірка контактних напружень, МПа
(2.4.6.4)
Умова виконується.
Сили, що діють у зачепленні
Колова 
Н
Радіальна 
Н
Осьова 
Н
Перевіряємо міцність зубів на тривалість по напруженням згину
(2.4.6.5)
де: коефіцієнт навантаження КF=RFβ۰KF v
при 
1,1 , твердості НВ£350 і несиметричному розташуванні зубчастих коліс відносно опор КFβ = 1,33 (Л [2], табл..3.7)
KF v= 1,3 (Л [2], табл. 3.8)
Таким чином, коефіцієнт KF = 1,33۰1,3=1,73
Еквівалентне число зубів
шестірні 
колеса 
YF – коефіцієнт враховуючий форму зуба і залежний від еквівалентного числа зубів;
YF1= 3,84 YF2 = 3,60 (Л [2], с.42)
Знаходимо відношення 
для шестірні 
МПа
для колеса 
МПа
Подальший розрахунок необхідно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
Визначаємо коефіцієнти Yβ і Кfα
(Л [2], с.47)
Перевіряємо міцність по формулі:
(2.4.6.6)
< [ 
F]2 =206МПа
Умова міцності виконується.
2.5 Попередній розрахунок валів редуктора
В е д у ч и й в а л:
Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні [τK]=15 МПа,
(2.5.1)
мм
Приймаємо dB1= 28 мм dn1= dВ1 + 5 = 35 мм
Рисунок 2.1 Ескіз ведучого вала
В е д е н и й в а л .
Приймаємо 
МПа
Діаметр вихідного кінця валу 
dB2= 
мм (2.5.2)
Приймаємо dB2 =40 мм
Діаметр вала під підшипниками приймаємо
dn2 = dB2 + 5 = 45 мм,
під зубчастим колесов dk2 = dП2 + 5 = 50 мм.
Рисунок 2.2 Ескіз веденого валу
Конструктивні розміри шестерні і колеса
Шестерню виготовляємо за одне ціле з валом, її розміри визначені вище:
d1 = 50 мм, da1= 54 мм,
df1 = 45 мм b1= 55 мм.
Колесо коване:
d2 = 200 мм da2= 204 мм
df 2 = 45 мм b2= 50 мм
Діаметр маточини dмат=1,6 ∙ dk2 = 1.6۰ 50 = 80 мм
Довжина маточини ℓмат=(1,2÷1,5) · dk2 = 60 
75
приймаємо ℓмат = 60 мм
Товщина ободу,
δ0=(2,5..4) тп = 5 8 мм
приймаємо δ = 8 мм
Товщина диска С=0,3۰b2=0,3۰50 = 15 мм
2.6 Конструктивні розміри корпуса редуктора
Товщина стінок корпуса і кришки, мм:
δ=0,025 аω+1, (2.6.1)
δ=0,025۰125 +1 = 4.125 мм,
приймаємо δ = 8мм,
δ1=0,02 аω+1 мм
δ1=0,02 ۰125 +1 = 3.5 мм (2.6.2)
приймаємо δ1 = 8мм.
Товщина фланців (поясів) корпусу і кришки:
верхнього пояса корпуса і пояса кришки
b=b1=1.5δ=1,5۰8 = 12 мм
нижнього пояса корпусу
р=2,35δ=2,35۰8 = 18,8мм
приймаємо р = 20 мм.
Діаметр болтів: фундаментальних
d1=(0.03÷0.036) aω+12=0,03۰125+12= 15.75
приймаємо болти з різьбою М 16
Болти, які кріплять кришку до корпусу у підшипників
d2=(0.7÷0.75) d1 =0.7·15=10.5 мм
приймаємо болти з різьбою М12
Болти, які з’єднують кришку з основою
d3=(0.5÷0.6) d1 =0.5·15=7.5 мм
приймаємо болти з різьбою М 8