3. Предварительный расчет валов редуктора

3.1. Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле (8.16[1])

Для соединения вала редуктора с валом двигателя стандартной муфтой необходимо согласовать эти диаметры. Диаметр ротора двигателя 4А132М4УЗ d_дв=38 мм (П2, стр. 391 [1],). Назначаем муфту упругую втулочно-пальцевую 250 по ГОСТ 21424-75 (табл. 11.5, стр. 277 [1],) с диаметрами d_дв=38 мм и d_в1=32 мм.

Диаметр вала под подшипником d_П1=35 мм.

3.2. Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

Принимаем стандартное значение d_В2=45 мм.

Диаметр под подшипником d_П2=50 мм.

Диаметр под колесом d_К2=55 мм.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора

Диаметр ступицы колеса 1,6·55=88 мм.

Длина ступицы (1,2...1,5)·55=66...82,5 мм. Принимаем l_СТ=80 мм.

Толщина обода =(2,5...4)·3=7,5...12 мм.

Принимаем 8 мм.

Толщина диска =0,3·56=16,8 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

нижнего пояса корпуса

=2,35·8=18,8 мм

Принимаем p=20 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных (0,03...0,036)·180+12=17,4...18,48 мм,

принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

=(0,7...0,75)·20=14...15 мм,

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом

=(0,5...0,6)·20=10...12 мм,

принимаем болты с резьбой М12.

6. Первый этап компоновки редуктора

Принимаем зазор между торцом шестерни (ступицей колеса) и внутренней стенкой редуктора =1,2·8=9,6 мм. Принимаем А₁=10 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А=8 мм.

Намечаем для валов редуктора радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии по ГОСТ 8338-75.

Таблица 6.1 Характеристики подшипников

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	C кН	кН
307	35	80	21	33,2	18
310	50	110	27	65,8	36

7. Расчет ременной передачи

Диаметр ведущего шкива

Принимаем стандартное значение d₁=450 мм.

Диаметр ведомого шкива

,

где для передач с регулируемым натяжением ремня .

Принимаем значение d₂=1300 мм.

Фактическое передаточное отношение

Отклонение (допускается до 3%).

Межосевое расстояние

a=2(d₁+d₂)=2(450+1300)=3500 мм.

Угол обхвата малого шкива

Длина ремня

Скорость ремня

Окружная сила

По [ 1 ] , табл. 7.1 выбираем ремень Б-800 с числом прокладок z= 3, 1,5 мм,

p₀=3 Н/мм².

.

Проверяем выполнение условия .

Коэффициент угла обхвата

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

Коэффициент режима работы по [1], табл.7.4 C_р=1,0.

Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи при наклоне до 60⁰

.

Ширина ремня

,

где - допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки, Н/мм.

По [1] , табл.7.1 принимаем b=180 мм.

Предварительное натяжение ремня

Натяжение ветвей, Н:

ведущей F₁=F₀+0,5∙F_t=1523+0,5∙1603=2325 Н,

ведомой F₂=F₀-0,5∙F_t=1523-0,5∙1603=722 Н.

Напряжение от силы F₁

Напряжение изгиба

Напряжение от центробежной силы

Максимальное напряжение

2,87 +1+0,05=3,92 МПа.

Условие =7 МПа выполнено.

Число пробегов

Долговечность ремня в часах

,

где - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения,

при постоянной нагрузке С_н=1.

ч

Нагрузка на валы передачи