2.2 Проектный расчёт всех передач редуктора

Сначала рассчитываем зубчатую передачу тихоходной ступени, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора.

Расчёт ведём относительно делительного диаметра шестерни:

где Е_пр=2,1^.10¹¹ – приведенный модуль упругости, МПа;

Т_ш- крутящий момент на валу шестерни, Н·м;

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

;

где - степень точности изготовления колёс по нормам плавности; =8;

;

K_H=1.04 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от _bd

(рис.8.15, с.130 [2]);

_bd– коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра,

где _ba– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния; по табл. 8,4[2] принимаем _ba =0,35(H<350HB);

.

Определяем ширину колеса:

мм,

принимаем мм

Определяем модуль:

,

где _m=25 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2]);

по ГОСТ 9563-80 принимаем m=3мм.

Находим число зубьев:

принимаем 38 зубьев;

принимаем 116 зубьев.

Уточним передаточное число .

Вычисляем межосевое расстояние:

мм.

По ГОСТ 2185-66 принимаем мм.

Делительные диаметры

мм

мм

Определяем диаметры вершин зубьев:

мм

мм

где - коэффициент высоты головки зуба, по ГОСТ 13755-81 =1.

Определяем диаметры впадин зубьев:

мм

мм

Определяем ширину шестерни:

мм.

Найдём усилия в зацеплении:

Н

Н

Определяем диаметр вала:

мм

где МПа

Из ряда нормальных линейных размеров выбираем диаметр d=55 мм.

Быстроходная ступень рассчитана на ЭВМ см. приложение А.

2.3 Проверочные расчёты передач

2.3.1 Проверочныё расчёт передачи тихоходной ступени редуктора по контактным напряжениям

,

где K_H - коэффициент расчётной нагрузки;

K_H=K_HV·K_H·K_H

где K_HV – коэффициент динамической нагрузки.

Окружная скорость зубчатых колёс:

м/c.

Назначаем девятую степень точности(табл.8.2,с.131, [2]).

Принимаем K_HV=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).

;

мПа;

мПа;

Условие прочности выполняется.

Определяем недогрузку:

2.3.2 Проверочныё расчёт передачи тихоходной ступени редуктора по напряжениям изгиба

,

где Y_F – коэффициент формы зуба ,(по графику рис. 8.20) при X=0:

при ;

при .

где K_F - коэффициент расчётной нагрузки;

K_F=K_FV·K_F·K_F

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями; по рекомендациям с.133[2] ;

K_F=1.1 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от _bd

(рис.8.15, с.130 [2]);

где K_FV – коэффициент динамической нагрузки; по табл. 8,3 K_FV=1,11

K_F=1,18·1,1·1,11=1,44

найдём отношения :

для шестерни ;

для колеса ;

расчёт ведём для наименьшего значения, т.е. для колеса.

Находим окружное усилие на колесе:

Н

Определяем напряжение изгиба:

мПа

мПа

Условие прочности выполняется.

3 Расчёт одной из передач с помощью ЭВМ…..

4 Расчёт открытых передач привода…

4.1 Проектный расчёт открытой передачи привода…

кВТ;

;

сечение А(рис. 12,23[2]);

передаточное отношение:

;

выбираем диаметр малого шкива из стандартного ряда

4.2 Проверочный расчёт открытой передачи привода…

Найдём усилия в зацеплении:

Н

Н

Определяем диаметр вала:

мм

где МПа

Из ряда нормальных линейных размеров выбираем диаметр d=55 мм.

Быстроходная ступень рассчитана на ЭВМ см. приложение А.

5 Расчёт валов привода…

5.1 Проектный расчёт всех валов привода…

Произведём расчёт тихоходного вала:

Диаметр ступени для посадки на неё полумуфты:

;

где - дополнительное напряжение на кручение; для редукторных валов =12…15МПа.

Диаметр участков для установки подшипников:

.

Диаметр ступени для посадки на неё колеса равен диаметру промежуточной шейки вала:

.

Диаметр буртика для упора колеса:

,

где =4- параметр, зависящий от диаметра вала под зубчатое колесо.

Назначаем длины шеек валов.

Длина выходной шейки вала по ГОСТ 12080-66 принимаем (стр12[1]).

Рассчитаем длину шпонки по выходной ступени:

,

где принимаем 140МПа.

,

принимаем =56мм (стр123[3])

- ширина шпонки;

h - высота шпонки.

Длина шпонки на ступени под зубчатое колесо