3. Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

[ ]K=25 Н/мм:

мм.

Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1;

принимаем dв1=20 мм. (dдв=24 мм.)

Под подшипниками принимаем dп1=25 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении

[ ]K=15 Н/мм:

Принимаем dв2=30 мм.

Под подшипниками примем dп2=35 мм, под зубчатым колесом dк2=40 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из

конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры:

делительный диаметр d1=30,3 мм;

диаметр вершин зубьевda1=33,3 мм;

ширина шестерни b1=45 мм.

Колесо:

делительный диаметр d2=169,7 мм;

диаметр вершин зубьев da2=172,7 мм;

ширина колеса b2=40 мм;

диаметр ступицы dст=1,6*dk2=1,6*40=64 мм;

длина ступицы lст= b2=40 мм;

толщина обода o=4*mn=4*1,5=6 мм. Принимаем =8 мм.

Толщина диска С=0,3*b2=0,3*40=12 мм.

Принимаем С=12 мм.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0,025*А+1=0,025*100+1=3,5 мм.

Принимаем =8 мм. = =8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхний пояс корпуса и крышки:

b=b1=1,5 =1,5*8=12 мм.

Нижний пояс корпуса

p=2,35* =2,35*8=18,8 мм.

Принимаем p=20 мм.

Диаметры болтов: фундаментных

d1=(0,03-0,036)A+12=(0,03-0,036)*100+12=15-15,6 мм.

Принимаем d1=16 мм.

Крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2=(0,7-0,75)*d1=(0,7-0,75)*16=11,2-12 мм.

Принимаем d2=12 мм.

Соединяющих крышку с корпусом

d3=(0,5-0,6)d1=(0,5-0,6)*16=8-9,6 мм.

Принимаем d3=10 мм.

5. Выбор подшипников качения

Предварительно выбираем радиальные шарикоподшипники лёгкой серии для ведущего вала и роликовые конические однорядные лёгкой серии для ведомого вала; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Ведущий вал: 205 ( d=25 мм, D=52 мм, b=15 мм, С=14 кН, СО=6,95 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподьёмности соответственно.

Ведомый вал:207 ( d=35 мм, D=72 мм, В=17 мм, С=38,5 кН, СО=26 Кн).

7. Расчет открытой цилиндрической передачи

7.1 Выбор материалов колес

В соответствии с[4, с.28] примем для шестерни:

сталь - 45; термообработка - улучшение; твердость НВ230 ; для колеса: сталь -45; термообработка - улучшение; твердость - НВ200; способ получения заготовок колес - штамповка.

7.2 Силовой расчет

Модуль колес из условия прочности на изгиб

, мм

где - коэффициент прочности зубьев;

- коэффициент нагрузки передачи (для предварительных расчетов принимается равным =(1.3 - 1.5), согласно [5, с. 172]);

- крутящий момент на колесе, Нмм;

- количество зубьев колеса;

- коэффициент ширины;

- ширина колеса, мм;

- допускаемое изгибающее напряжение, МПа.

Допускаемое напряжение зубьев по условию прочности на изгиб согласно [1, с. 43]

МПа,

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов нагружения;

- коэффициент безопасности;

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала колес;

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.

Согласно [1, с. 44], для выбранного материала колес и способа получения заготовок - штамповка:

=414 МПа;

1,75; 1;

Тогда МПа.

Число зубьев шестерни, в соответствии с [2, с. 49],

примем 17.

Число зубьев колеса

. Принимаем z4=85;

Тогда .

Согласно [4, с. 35] при 85, коэффициент прочности зубьев 3,61.

В соответствии с рекомендациями [5, с. 174] коэффициент ширины примем 6;

Коэффициент нагрузки принимаем предварительно К=1,5;

Расчетное значение модуля

мм

Примем по ГОСТ 9563-60 4 мм, [4, с. 30].