Рассчитаем 2-ю ступень как более нагруженную и в основном определяющая габариты редуктора.

Предварительный расчёт.

Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом - штрих.

 (2.6)

где а'₂ – межосевое расстояние,

U₂ – передаточное отношение 2-й ступени редуктора,

E_пр – приведённый модуль упругости,

Т₄ – крутящий момент на выходном 4-ом валу редуктора(Н^.мм),

K_Hβ – коэффициент концентрации при расчётах по контактным напряжениям,

[σ_н] – допускаемые контактные напряжения,

ψ_ba – коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

Предварительно назначаем ψ'_ba=0,4 (по таблице 8.4 [3]).

При этом по формуле ψ'_bd=0,5^.ψ'_ba^.(U+1) определим коэффициент ширины колеса относительно диаметра, ψ'_bd=0,5∙0,4∙(3,15+1)=0,83<ψ_bdmax=1,5 и по графику (рис 8.15 [3]) находим коэффициент концентрации при расчётах по контактным напряжениям: K_Hβ≈1,04.

Модуль упругости стали Е₁=Е₂=2,1∙10⁵ (МПа). Находим приведённый модуль упругости по формуле

E_пр= .                 (2.6^а)

По формуле (2.6) определяем межосевое расстояние: а ₂ = 161,99 мм.

Округляем по ряду Ra 40 (стр.136 [3]) до а₂=160 мм, находим ширину зубчатого венца колеса b'_w=ψ'_ba∙а₃=0,4∙160=64 (мм). По таблице (8.5 [3]) принимаем ψ'_m=25 (т.к. выходная ступень самая нагруженная). Находим модуль .

По таблице(8.1 [3]) назначаем m=2,5 (мм). Суммарное число зубьев: =128; принимаем z_∑=128.

Число зубьев шестерни: =30,8 ( > Z_min = 17), принимаем z₁=31.

Число зубьев колеса определяем по формуле:  = 128 – 31=97.

Фактическое передаточное число:  = 97/31=3,13.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁= m_n=31∙2,5=77,5 (мм);

d₂= m_n=97∙2,5=242,5 (мм).

Так как передача прямозубая и число зубьев шестерни и колеса больше 21, то коэффициент смещения для колеса и шестерни х₁=0, х₂=0.

Диаметр вершин зубьев для колеса и шестерни:

d_a=d+2 ^.m ^.(h_a^*+x-Δy),                          (2.7)

где d-делительный диаметр,

m-модуль,

h_a^*-коэффициент высоты головки зуба,

х- коэффициент смещения,

Δy- коэффициент уравнительного смещения.

Диаметр впадин зубьев для колеса и шестерни:

d_f=d-2 ^.m ^.(h_a^*+C^*-x),                            (2.8)

где C^*- коэффициент радиального зазора.

По ГОСТ 13755-81 h_a^*=1, C^*=0,25. У нас передача без смещения, поэтому Δy=0.

По формуле (2.7) определяем диаметр вершин зубьев

для колеса d_a=242,5+2∙2,5∙1=247,5 (мм),

для шестерни d_a=77,5+2∙2,5∙1=82,5 (мм).

 По формуле (2.8) определяем диаметр впадин зубьев

для колеса d_f=242,5-2∙2,5∙(1+0.25)=236,25 (мм),

для шестерни d_f=77,5-2∙2,5∙1(1+0.25)=71,25 (мм).

Проектировочный расчёт валов сводится к определению диаметров валов привода исходя из полученных значений крутящих моментов.

Расчет ведем по формуле:

 ,                                 (2.9^а)

где Т- значения крутящих моментов,

- допустимое касательное напряжение.

Принимаем , тогда получим следующие значения:

Быстроходный вал привода: .

Быстроходный вал редуктора: .

Промежуточный вал редуктора: .

Тихоходный вал редуктора:  

Тихоходный вал привода: .