Проверочный расчет

3.2.9 Проверяли межосевое расстояние a_w, мм, согласно [2, с.61], по формуле

мм,

что соответствует полученному в п. 3.2.7.

3.2.10 Проверяли пригодность заготовок колес.

Условие пригодности [2, с.61]:

(3.12)

где D_заг – диаметр заготовки шестерни, мм;

S_заг – размер заготовки колеса, мм;

D_пред – предельный диаметр заготовки шестерни, мм;

S_пред – предельный размер заготовки колеса, мм.

Согласно [2, с.61], определяли:

диаметр заготовки шестерни

мм;

68,75 + 6 = 74,75 мм;

размер заготовки колеса

мм;

40 + 4 = 44 мм.

В п. 3.1 получено: мм, мм. Подставляя численные

значения в (3.12), получали:

Условие (3.12) пригодности заготовок выполняется.

3.2.11 Проверяли контактные напряжения [s]_H, Н/мм², согласно [2, с.61], по формуле

(3.13)

где K – вспомогательный коэффициент;

F_t – окружная сила в зацеплении, Н;

u_ф – фактическое передаточное число;

d₂ – делительный диаметр колеса, мм;

b₂ – ширина венца колеса, мм;

K_Ha - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Hb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

K_Hu - коэффициент динамической нагрузки;

[s]_H – допускаемое контактное напряжение, Н/мм².

Согласно [2, с.61], принимали: K = 436. Из предыдущих расчетов: u_ф = 2,77; K_Ha = 1; d₂ = 183,75 мм; b₂ = 40 мм; [s]_H = 514,3 Н/мм². Окружную силу в зацеплении F_t, Н, определяли, согласно [2, с.61], по формуле:

(3.16)

Н;

Коэффициент K_H определяли, согласно [2, с.63], в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи. Окружную скорость u, м/c, определяли, согласно [2, с.61], по формуле

(3.17)

где w₂ – угловая скорость колеса, рад/с.

Ранее определено ₂ = 54,8 рад/с.

м/с.

При такой скорости по табл. 4.2 [2, с.62] принимали 8-ю степень точности передачи. Тогда динамический коэффициент, согласно [2, с.62], K_Hu = 1,18.

Проверяли условие прочности по контактным напряжениям, подставляя чис-

ленные значения в формулу (3.15):

Недогруз составляет:

Согласно [2, с.62], допускается недогруз (s_Н < [s]_H) не более 10%, либо перегруз (s_Н > [s]_H) не более 5%. В нашем случае данное условие выполняется.

3.2.14 Проверяли напряжения изгиба зубьев шестерни sF1 и колеса sF2,

Н/мм², согласно [2, с.63], по формулам

(3.18)

где Y_F1 – коэффициент формы зуба шестерни;

Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса;

Y_b - коэффициент, учитывающий наклон зубьев;

K_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба;

K_Fu - коэффициент динамической нагрузки.

Согласно [2, с.63,64], принимали: Y_F1 = 3,64; Y_F2 = 3,61; Y_b = 1; K_Fa = 1; K_Fb = 1; согласно [2, с.62], при окружной скорости колес u = 5,03 м/с и 8-й степени точности принимали K_Fu = 1,46.

Подставляя численные значения в уравнения (3.18), получали:

Условие прочности (3.18) выполняется как для шестерни, так и для колеса.

4.1 Предварительный расчет валов редуктора

4.1 Методика расчета

Предварительный расчет проводили на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Расчетный диаметр вала определяли, согласно [1, с.296], по формуле:

(4.1)

где: Т - крутящий момент на валу, Н×мм;

[t_к] -допускаемые напряжения кручения, МПа.

4.2 Ведущий вал. Диаметр выходного конца вала по формуле (4.1) при Т = 77,0×10³ Н×мм и [t_к] = 20 МПа:

Принимали d_в1= 28 мм. Диаметр вала под подшипниками принимали d_п1= 35 мм; шестерню выполняли за одно целое с валом.

4.3 Ведомый вал. При Т = 209×10³ Н×мм и [t_к] = 15 МПа, диаметр выходного конца вала по формуле (4.1):

Принимали d_в2 = 45 мм. Диаметр вала под подшипниками: d_п2 = 50 мм; под зубчатым колесом: d_к2= 56 мм.

5 Конструктивные размеры зубчатых колес

5.1 Шестерню z₁ выполняли за одно целое с валом. Ее размеры определены выше: d₁= 66,25 мм; d_a1= 68,75 мм; b₁ = 44 мм.

5.2 Колесо z₂ - кованое. Ранее определено: d₂= 183,75 мм; d_а2= 186,25 мм; b₂ = 40 мм. По [1, с.297] принимали:

диаметр ступицы: d_ст  1,6 d_к2 = 1,6×56 = 89,6 мм; принимали d_ст = 90 мм;

длина ступицы: l_ст= (1,2¸1,5) d_к2= (1,2¸1,5)×56 = (67,2¸84) мм;

принимали l_cт= 80 мм;

толщина обода: d₀= (2,5 ¸ 4) m_n = (2,5 ¸ 4)×1,25 = (3,1 ¸ 5) мм; принимали d₀ = 6 мм;

толщина диска: C  0,3b₂ = 0,3×40 = 12 мм; принимали С = 12 мм.

6 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Согласно [1, с.298], принимали:

толщина стенок корпуса: d = 0,025а_w+1 = 0,025×125 + 1= 4,1 мм, где а_w = 125 мм - межосевое расстояние. Принимали конструктивно d = 8 мм;

толщина стенок крышки: d₁= 0,02а_w + 1 = 0,02×125 + 1= 3,5 мм. Принимали

d₁ =  = 8 мм;

толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки: b = 1,5d = 1,5×8 = 12мм;

нижнего пояса корпуса: p = 2,35d = 2,35×8 = 20мм;

диаметры болтов:

фундаментных: d₁= (0,03¸0,036)а_w+ 12 = (0,03¸0,036)×125 + 12 = (15,7¸16,5) мм. Принимали болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников: d₂= (0,7¸0,75)d₁=(0,7¸0,75)×16 = =(11,2¸12)мм. Принимали болты М12;

соединяющих крышку с корпусом: d₃= (0,5¸0,6)d₁= (0,5¸0,6)×16 = (8¸9,6)мм. Принимали болты М10.