3.1.9 Проверочные расчёты по контактным и напряжениям изгиба.

=

= МПа;

=

= = 155,5МПа;

= =139,98МПа;

Где - коэффициент формы зуба выбирается из [ 1 ] рис. 4.7 по и .

= 4; .

Вывод: полученные размеры зубчатого зацепления обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.

] ] ]

652,25 861 155,5 286 139,98 350

2. Тихоходная ступень (прямозубая)

Рис. 3.1 К расчёту тихоходной ступени

1. Данные к расчёту.

=5,07 кВт;

=5,29 кВт;

=240 кВт;

=730 ;

=3;

=201,79 Н ;

=171,4 Н .

3.1.2 Межосевое расстояние.

= ;

Где – коэффициент нагрузки, при контактных расчетах принимаем равным ( предварительно) 1,1…1,3;

- мощность на колесе;

– коэффициент ширины венца колеса, принимаем:

- b/a=(0,2…0,4) – меньшее значение для быстроходной ступени, большее для тихоходной, т.к у нас передача тихоходная, то принимаем

=0,4;

- принимаем меньшее значение из и , т.е равным 770 МПа;

= ( +1 ) = 123мм;

Устанавливаем = 125мм.

3.1.3 Расчёт ширины венца колеса и шестерни.

Ширина венца зубчатого колеса:

= a = 0,4 мм;

Ширина венца шестерни:

= +(2…5)=50+2=52мм,

а т.к. передача раздвоенная, то:

=

=

3.1.4 Значение модуля.

m = = = 3,62мм

принимаем стандартный модуль m =4 мм.

ГОСТ 9563-60

3.1.5 Число зубьев шестерни и колеса.

= = = 18,1

Устанавливаем =18, тогда

= = 18 ;

Принимаем: = 44,

Уточнённое придаточное число = = = 2,44.

3.1.6 Диаметры зубчатых зацеплений.

Делительные диаметры колеса и шестерни:

= = 4

= = 4

Диаметры окружностей впадин:

= = 72 – 2,5

= = 176 – 2,5

Диаметры окружностей выступов:

= = 72 + 2

= = 176+ 2

Уточненное межосевое расстояние:

a = = = 124мм;

3.1.7 Скорость и усилия в зацеплении:

- окружное усилие

= = = = = 2802,5 H;

- распорное усилие

;

= = tg = 2802,5∙0,36 = 1020,1Н;

- скорость в зацеплении

v = = = 0,9 м/с.

По v = 0,9 м/с из таблицы 4,6 [1] – 9-ая степень точности изготовления передачи.

3.1.8 Поправочные коэффициенты находятся по табличным рекомендациям и рисункам

– учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, а так как передача прямозубая то по [1] стр.110

,

- учитывает распределение нагрузки по длине контактных линий.

Исходя из = 0,5 = 0,5 [ 1 ], рис.4.4 кривая, с учётом шестерни HB

= 1,07 ;

,25 ;

учитывают динамическую нагрузку, возникающую в передаче и в соответствии с таблицами 4.8 и 4.9 [ 1 ]

= 1,06 ;

,11 ;

3.1.9 Проверочные расчёты по контактным и напряжениям изгиба.

=

= МПа;

=

= = 155,5МПа;

= =139,98МПа;

Где - коэффициент формы зуба выбирается из [ 1 ] рис. 4.7 по и .

= 4; .

Вывод: полученные размеры зубчатого зацепления обеспечивают прочность по контактной и изгибной выносливости.

] ] ]

652,25 861 155,5 286 139,98 350

4. ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ И ОЦЕНКА ИЗГОТОВЛЕНИЯ ИХ С ШЕСТЕРНЯМИ ИЛИ ОТДЕЛЬНО.

   1. Ведущий ( входной ) вал

Диаметр вала под чашку соединительной муфты назначается в зависимости от 36мм

d=( 0,8…1 ) =(0,8…1)*36=28,8…36мм

принимаем d=30м

Остальные параметры назначаем конструктивно

Диаметр под сальник принимаем d=40

Диаметр под подшипник d=40

Оценка изготовления вала вместе с шестерней или отдельно

=

Здесь =15…25 МПа, принимаем =20 МПа;

2. Ведомый ( выходной ) вал

Здесь =15…25 МПа, принимаем =20 МПа;

3. Промежуточный вал

Здесь =15…25 МПа, принимаем =15 МПа;

На промежуточном валу проверяем изготовление его совместно или отдельно с шестерней тихоходной ступеней.

=

Так как | | - то шестерня изготавливается совместно с валом

5. РАСЧЁТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА С РАЗРАБОТКОЙ ЕГО ЭСКИЗНОЙ КОМПАНОВКИ.

Определяем конструктивные элементы корпуса редуктора

5.1 Толщина стенки основания и крышки

мм;

мм, устанавливаем мм и мм.

2. Толщина верхнего пояса основания и нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

мм, устанавливаем мм;

мм, устанавливаем мм.

5.3 Толщина нижнего пояска основания корпуса (под фундамент)

мм, устанавливаем 28 мм.

5.4 Толщина ребер основания и крышки

, устанавливаем мм и мм.

5.5 Диаметр болтов

- фундаментных

мм, устанавливаем М10, а отверстий мм;

- у подшипников

мм, устанавливаем М14;

- соединяющих основание с крышкой по периметру

мм, устанавливаем М10;

- крепящих смотровую крышку

мм, устанавливаем М6.

5.6 Ширина пояса

- верхнего основания и крышки у подшипников

мм, устанавливаем 46 мм;

- также по периметру болтов

мм, устанавливаем 36 мм;

- нижнего пояска основания (под фундамент)

мм, устанавливаем 60 мм.

5.7 Минимальный зазор между вращающимися деталями и стенками корпуса

- вершинами зубьев колес

мм, устанавливаем 10 мм;

- торцами шестерен

мм, устанавливаем 10 мм;

- торцами колес

мм, устанавливаем 12 мм.

5.8 Так как окружная скорость быстроходной ступени , что , то подшипники будут смазываться пластичным смазочным материалом. В этом случае подшипник отодвигаться вглубь отверстия на расстояние мм.

5.9 Основные (предварительные) размеры крышки подшипника со стороны ведущей шестерни открытой передачи. Принят подшипник предварительно-шарикоподшипник радиальный однорядный №316 с мм, для крепления крышки применяем 6 винтов М10

принимаем мм;

мм;

мм.

5.10 С учетом высоты головки винтов М10, равной 6 мм и толщины пружинной шайбы мм, размер от середины подшипника до середины шестерни будет составлять

мм.

5.11 Зазор между шестерней мм и головкой болта устанавливаем мм для исключения касания шестерней головок болтов крышки подшипника.

Рисунок 5.1 К определению основных размеров основания и крышки корпуса редуктора

1. СХЕМА НАГРУЖЕНИЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА И РАССТОЯНИЯ МЕЖДУ ТОЧКАМИ ПРИЛОЖЕНИЯ НАГРУЖАЮЩИХ СИЛ. Схема нагружения

Рис. 6.1 схема нагружения

6.2 Расстояния между опорами и серединами зубчатых зацеплений (см. рис. 6.1)

6.2.1 Размер a

6.2.2 Размер b

6.2.3 Размер c

=

6.2.4 Размер d

6.2.5 Размер e

6.2.6 Размер g

6.2.7 Размер h

В расчёте использованы:

В – ширина подшипника,

- ширина зацепления соответственно шестерен быстроходной, тихоходной и открытой передач, - ширина зацепления соответственно колёс быстроходной и тихоходной передач, Н – ширина фланца.

7. ПРЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ.

Справочно: ( Проектный расчет валов выполняется после разработки эскизной компоновки, представляющая собой первичное представление конструкции редуктора и определение расстояний между точками приложения сил (середина шкива, середина звездочки, середина колеса, шестерни и середина опор ). Составляя расчетные схемы надо вал рассматривать как балку на жестких шарнирных опорах.

Расчёт проводится в следующем порядке:

- вычерчивается расчетная схема вала;

- наносятся силы, нагружающие вал в двух взаимно перпендикулярных плоскостях ( вертикальной и горизонтальной ), расставляем размеры между точками приложения.

- выписываем с предыдущих расчётов данные ( значения сил, крутящего момента, делительные диаметры при наличии осевого нагружения).

- определяем известными способами реакции в опорах, строятся эпюры изгибающих и крутящих моментов.

- из анализа эпюр определяется наибольшие нагруженные сечения на валах , определяем суммарные моменты изгиба и эквивалентные моменты.

- по значениям эквивалентных моментов определяем диаметры валов в этих сечениях и сравниваем с ранее назначенными конструктивно в разделе «Ориентировочный расчет валов» при наличии расхождения осуществляется корректировка конструкции вала.