Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи

2.8 Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи

i_p =  =  =3,81– что находиться в пределах рекомендуемого

2.9 Крутящий момент, создаваемый на каждом валу.

кН×м.

Крутящий момент на 1-м валу М_I=0,025кН×м.

 

P_II=P_I×h_p=1,88×0,95=1,786 Н×м.

 рад/с

 кН×м.

Крутящий момент на 2-м валу М_II=0,092 кН×м.

кН×м.

Крутящий момент на 3-м валу М_III=0,14 кН×м.

2.10 Выполним проверку:

Определим частоту вращения на 2-м валу:

 об/мин.

Частоты вращения и угловые скорости валов

Вал I	nI=705 об/мин	wI=73,79 рад/с	МI=0,025 кН×м
Вал II	nII=184,9 об/мин	wII=19,36 рад/с	МII=0,092 кН×м
Вал III	nIII=114,64 об/мин	wIII=12 рад/с	МIII=0,14 кН×м

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в § 12.1 [Л.1].

Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 260; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес из указанных материалов определим с помощью формулы 3.9, [1], стр.33:

где s_Hlimb – предел контактной выносливости;

b – база нагружения;

K_HV – коэффициент долговечности;

S_H - коэффициент безопасности.

Значение s_Hlimbвыбираем из [1] табл.3.2, стр.34.

Для шестерни:

s_Hlimb=2HB₁+70=2×260+70=590 МПа;

Для колеса

s_Hlimb=2HB₂+70=2×230+70=530 МПа.

Для шестерни

= МПа;

Для колеса

=  МПа.

Допускаемое контактное напряжение принимаю = 442 МПа.

Принимаю коэффициент ширины венца ψ_bRe = 0,285 (по ГОСТ 12289-76).

Коэффициент К_нβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [Л.1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_нβ = 1,25.

Внешний делительный диаметр колеса находим по формуле (3.9) [1] стр.49

В этой формуле для прямозубых передач К_d= 99;

Передаточное число U=1,16;

М_III-крутящий момент на 3-м валу.

 мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_e2=180 мм

Примем число зубьев шестерни z₁=32

3.1 Число зубьев колеса

z₂=z₁×U=32×1,6=51

3.2 Внешний окружной модуль

 мм

3.3 Уточняем значение

 

мм

3.4 Углы делительных конусов

ctqd₁=U=1,6 d₁= 32⁰

d₂=90⁰-d₁=90⁰-32⁰=58⁰

3.5 Внешнее конусное расстояние

 мм

3.6 Длина зуба

мм

3.7 Внешний делительный диаметр

 мм

3.8 Средний делительный диаметр шестерни

 мм

3.9 Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

 мм

 мм

3.9 Средний окружной модуль

 мм

3.10 Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

3.11Средняя окружная скорость

 м/с

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

3.12 Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки

По табл. 3.5 [1] при ψ_bd =0,28;консольним расположением колес и твердости НВ < 350 коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К_Нβ = 1,15.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, К_Ha=1,05 [1] см. таб. 3.4

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при u£ 5 м/с, К_Hu=1,05 [1] cм. таб. 3.6

Таким образом, К_н = 1,15×1,05×1,05 = 1,268.

3.13 Проверяем контактные напряжения по формуле (3.27) из [1]

= 346,4 МПа,

346,4<[s_H]=442 МПа

Условие прочности выполнено

3.14 Силы, действующие в зацеплении:

Окружная

 = 1920 Н;

радиальная

592,6 Н;

Осевая

 370 H

3.15 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле(3.31) из [1]:

.

3.16 Коэффициент нагрузки

K_F = K_Fβ∙K_Fu

3.17 По табл. 3.7 [1] при ψ_bd = 0,28,консольном расположении, валах на роликовых подшипниках колес и твердости НВ < 350 значение K_Fβ = 1,37.

3.18 По табл. 3.8 [1] при твердости HB<350, скорости u=1,02 м/с и 7-й степени точности коэффициент K_Fu =1,25(значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием [1] стр.53

Таким образом, K_Fu =1,37×1,25=1,71

3.19 Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев;

у шестерни

37,7 ;

у колеса

96,2

при этом коэффициенты Y_Fl = 3,72 и Y_F2 = 3,605 (см. с. 42) [1].

3.20 Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжением изгиба:

По таб.3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твердости HB<350

s⁰_Flimb=1,8 HB

Для шестерни σ= 1,8 260 = 468 МПа;

Для колеса σ= 1,8∙230 = 414 МПа.

3.21 Коэффициент запаса прочности [S_F] = [S_F]'∙[S_F]''

По табл. 3.9 [1] [S_F]^¢ = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [S_F]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F] = 1,75.

3.22 Допускаемые напряжения:

для шестерни [σ_F1] =  = 236,5 МПа;

для колеса [σ_F2] =  = 206 МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни  = 64 МПа.

для колеса  = 57 МПа

3.23 Проверку на изгиб проводим для колеса:

= 154 МПа < 206 МПа

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

 

Предварительный расчет валов на кручение, выполняют по пониженным допускаемым напряжениям.

4.1 Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

Ведущего М_II=92×10³ H×м

Ведомого М_III=140×10³ Н×м

4.2 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [t_к]=20 МПа для ведущего вала:

 26 мм

Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда d_B2= 28

мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 = 35 мм,

Диаметр под шестерни d_K2=28 мм

4.3 Определим диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [t_к]=15 МПа для ведомого вала:

36 мм.

Принимаем ближайшие большее значение из стандартного ряда d_B3 = 38 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П3 = 45 мм.

Диаметр под зубчатым колесом d_K3=50 мм

Диаметр под уплотнитель d=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

 

5.1 Шестерня:

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу. Длина посадочного участка (назовем его по аналогии l_ст.).

l_ст.=b= 30 мм

5.2 Колесо:

Коническое колесо кованое.

Его размеры: d_ае2=184 мм; b₂= 30 мм.

Диаметр ступицы d_ст = l,2·d_k2 = 1,2 · 50 = 60 мм; длина ступицы l_ст = (1,2  l,5)d_k2 = (1,2  1,5) ∙ 28 = 33,6 ÷42 мм, принимаем l_ст = 38 мм.

Толщина обода δ₀ = (3 4) m= (3 4)∙3 = 9 12 мм, принимаем δ₀ = 10 мм.

Толщина диска С =(0,1÷ 0,17) R_e=(0,1÷0,17)·105=10,5÷17,9 мм

Принимаем с=14 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

 

6.1 Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,05·R_e+1=0,05·105+1=6,268 мм; принимаю δ=7 мм

δ₁=0,04·R_e+1=0,04·105+1=5,21 мм; принимаю δ=6 мм.

6.2 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5∙7 = 10,5 мм; принимаю b=11 мм

b₁ = 1,5∙δ₁ = 1,5∙6= 9 мм;

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 δ = 2,35∙7 = 16,45 мм; принимаю р = 17 мм.

6.3 Диаметр болтов:

фундаментных d₁ = 0,055R_e+12=0,055·105+12=17,79 мм; принимаю фундаментальные болты с резьбой М18;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d₂ = (0,7  0,75)d₁ = (0,7  0,75)∙18 = 12,0  13,5 мм;

принимаю болты с резьбой М12;

болтов, соединяющих крышку с корпусом,

d₃ = (0,5  0,6) d₁ = (0,5  0,6)∙18 = 9  10,8 мм;

принимаю болты с резьбой М10.