Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев

,

где для косозубых колес , а передаточное число нашего редуктора .

Ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 .

Нормальный зацепления

; принимаем .

Примем предварительно угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:

; принимаем

тогда .

Уточненное значение угла наклона зубьев

; .

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

; .

Проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

; ;

ширина колеса ;

ширина шестерни .

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

Значения даны в табл. 3.5[1]: при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи .

По табл. 3.4[1] при и 8-й степени точности . По табл. 3.6 для косозубых колес при имеем . Таким образом, .

Проверка контактных напряжений:

.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная ;

радиальная ;

осевая .

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки . По табл. 3.7[1] при , твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] . Таким образом, коэффициент ; – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни ;

у колеса .

При этом и .

Допускаемое напряжение – по формуле:

.

По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости .

Для шестерни ; для колеса . –коэффициент запаса прочности, где ; . Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения :

для шестерни ;

для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты _ и К_F

;

;

для средних значений коэффициента торцового перекрытия _=1,5 и 8–й степени точности К_F=0,92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

.

Условие прочности выполнено.

III. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении по формуле

.

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора и вала . Примем (у подобранного электродвигателя по табл. П2[1] диаметр вала 38 мм). Примем под подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений цепи, принимаем .

Диаметр выходного конца вала

.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: . Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом .

Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: , , .

Колесо кованое: , , .

Диаметр ступицы ; длина ступицы , из конструктивных соображений принимаем .

Толщина обода , принимаем .

Толщина диска .

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки: , принимаем ; , принимаем .

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

;

;

нижний пояс корпуса

, принимаем .

Диаметры болтов:

фундаментных , принимаем болты с резьбой М20;

соединяющих крышку с корпусом , принимаем болты с резьбой М16.

Соединяющих крышку с корпусом , принимаем М12

VI. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке

.

Передаточное число было принято .

Число зубьев: ведущей звездочки

;

ведомой звездочки

Принимаем и .

Тогда фактическое .

Отклонение

, что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки

,

где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке; учитывает влияние межосевого расстояния [ при ]; - учитывает влияние угла наклона линии центров ( ); учитывает способ регулирования натяжения цепи; при непрерывной смазке; учитывает продолжительность работы в сутки, при односменной работе .

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В табл. 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t.

Ведущая звездочка имеет частоту вращения . Среднее значение допускаемого давления при [p] = 23 МПа.

Шаг однорядной цепи (m=1)

.

Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-31,75-88,5 по ГОСТ 13568-75, имеющую ; разрушающую нагрузку ; массу ; .

Скорость цепи

.

Окружная сила

.

Давление в шарнире проверяем по формуле

.

Уточняем по табл. 7.18[1] допускаемое давление . Условие p < [p] выполнено. В этой формуле 22 МПа – табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] при и t = 31,75 мм.

Определяем число звеньев цепи по формуле

,

где ; ; .

Тогда .

Округляем до четного числа

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния ни 0,4%, т.е. на

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

;

.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

,

где - диаметр ролика цепи;

;

.

Силы, действующие на цепь:

окружная - определена выше;

от центробежных сил , где по табл. 7.15;

от провисания , где при угле наклона передачи 45˚.

Расчетная нагрузка на валы

.

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи

.

Это больше, чем нормативный коэффициент запаса ; следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведомой звездочки:

ступица звездочки ; ; принимаем .

толщина диска звездочки , где - расстояние между пластинками внутреннего звена.

Ведущая звездочка: