Проверка. Условие прочности выполнено.

.

2.11 Силы, действующие в зацеплении:

окружная    

радиальная                             

осевая

 

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба [формула (3.25)]:

 

Коэффициент нагрузки K_f = K_fβ ·K_fv.

По табл. 3.7 при ψ_bd = 1,24, твердости НВ < 350 и сим­метричном расположении колес коэффициент K_fβ= 1,14.

По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент K_fv = 1,1. Таким образом,

K_f = 1,14 1,1=1,254.

       Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев Z _v

шестерни

колеса  

Коэффициенты Y_F1 = 3,88 и Y_F2 = 3,6      (с. 42).

Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα

где средние значения коэффициента торцового перекрытия ε_α = 1,5; степень точности n = 8.

2.12 Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле (3.24):

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносли­вости при отнулевом цикле изгиба

для шестерни  МПа;

для колеса  МПа.

Коэффициент безопасности      

По табл. 3.9 [ S_F ]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэф­фициент

[S_F]"= 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F] = 1,75.

2.13 Допускаемые напряжения:

для шестерни  

для колеса

2.14 Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение  меньше.

Найдем эти отношения:

для шестерни Мпа

для колеса МПа

2.15 Проверку на изгиб проводим для колеса [формула 3.25]:

Условие прочности выполнено.

Вывод. В результате выполненных расчетов выбран материал зубчатых колес в зависимости от условий работы. Определены допускаемые напряжения. Определены геометрические параметры цилиндрической передачи. Выполнена проверка по контактным и изгибным напряжениям. Спроектированная зубчатая передача соответствует техническому заданию по обеспечению требуемой долговечности … Вывод подтверждён проверочными расчётами.

 

Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

 

Расчеты в данном разделе выполняются по методике, изложенной в [1] на основании следующих исходных данных

Предварительный расчет валов проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

 

3.1 Ведущий вал

Вращающий момент T₁ = 103,8·10³ Н мм          

Допускаемое напряжение на кручение примем [Т_к]  = 15 МПа.

Определим диаметр выходного конца вала [формула (8.16)].

мм

Так как вал стыкуется с валом электродвигателя посредством муфты, примем d_В1 = d_дв = 42 мм

Ближайшее значение из стандартного ряда d_В1 = 38 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 45 мм (кратен 5)

 

3.2 Ведомый вал

Вращающий момент T₂ = 483,8·10³ Н мм

Допускаемое напряжение на кручение [ Т к] = 20 МПа

Определим диаметр выходного конца вала [формула (8.16)].

мм

 

Принимаем значение из стандартного ряда d_В2 = 50мм

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_П2 = 55мм

Диаметр вала под ступицей колеса d_К2 = 60мм

3.3 Примем радиальные шарикоподшипники легкой серии;

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_П1 = 45мм и d_П2 = 55 мм.

По табл. ПЗ имеем:

Условное обозначение подшипника	d	D	В	Динамическая грузоподъемность, С,кН	Статическая грузоподъемность Со, кН
	Размеры, мм
209	45	85	19	33,2	18,6
211	55	100	21	35,1	19,8

 

 

3.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня выполнена за одно целое с валом, ее размеры определены ранее

d₁ = 61.27 мм; d_a1 = 66,27 мм; d_f1 = 55,02 мм; b₁ = 76 мм

Колесо кованое d₂ = 298.73 мм; d_a2 = 303,73 мм; d_f2 = 292.48 мм; b₂ = 72 мм

Диаметр ступицыd_ст = 1,6 · d_к2 = 1,6·60 = 95 мм;

 длина ступицыℓст =(1,2…1,5)·d_к2 = ( 1,2…1,5)·60 = 72…90 мм,при­нимаем

ℓ_ст= 80мм .                          

Толщина обода δо = (2,5…4) ·m =(2,5…4) · 2,5= 6,25…10  мм, при­нимаем 

δо = 8 мм.

Толщина диска С = 0,3· b₂ = 0,3·60 = 18мм

3.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025 а_W + 1 = 0,025·180+ 1 =5,5 мм, при­нимаем δ =8 мм

δ1 = 0,02 а_W + 1 = 0,02·180+ 1 =4,6 мм, при­нимаем δ₁ = 7 мм

3.6 Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

 верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b = 1,5· δ = 1,5·8 =12мм;

b1 = 1,5· δ₁ = 1,5· 7 = 10 мм;

нижний пояс корпуса: р = 2, 35· b = 2,35·12 = 28,2мм, принимаемр = 28 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных   

d₁ = (0,03…0,036) а_W  + 12 = (0,03…0,036) ·180+ 12 = 17,4…18,4 мм,

принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂= (0,7- 0,75) ·d1 =  (0,7-0,75) ·18=12,6…13,5 мм, принимаем болты

с резьбой М12

соединяющих крышку с корпусом d₃ = (0,5…0,6) · d₁  = (0,5…0,6) ·18 =

= 9…10 8 мм, принимаем болты с резьбой М8

 

4 Эскизная компоновка

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

 Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии а_w =180мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А = 1,2δ=10мм; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев, колеса до внутренней стенки корпуса А = δ;= 8мм

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ=8 мм;

. Измерением находим расстояния на ведущем и ведомом валах

Вывод. В результате выполнения раздела определили основные размеры корпуса редуктора. Взаимное расположение деталей внутри корпуса. Определили размеры участков валов, сделали предварительный выбор подшипников. Выполнили первый этап эскизного проектирования редуктора в соответствии с ГОСТ ЕСКД, необходимый для выполнения последующих этапов составления ЧКД.

.