2.2.11 Сили в зацепленні

• округла

F_t = = =5910 Н

• радіальна

F_r = = =2151,24 Н

• осьова

F_a = F_t tg  =59100,1916 =1132,4 Н

2.2.12 Перевірка зубів колес по напрузі згину

Коефіцієнт

_d = = =0,7

Окружна швидкість колеса

v₂ =0,5₃d₁ =0,5·3,38·0,2=0,338

По т.2.4 ступінь точності передачі 9, тому К_F =1,0. Коефіцієнт

_ =.

По т.2,5 коефіцієнт К_F =1,05. Коефіцієнт К_Fv =1,4 [2 с.16].

Коефіцієнт K_F2 =3,61 по т.2,6 ; _F2 =3,61.

Розрахунок напруги згину в зу’ях колеса і шестерні

_F2 =K_F_K_F_FVY_F2 =1·1·1,4·3,61· =39·10⁶Па

що, менше _F2 =293·10⁶Па.

_F1 =_F2 ; z_V1 = =29

По табл. 2.6 Y_F1 =3,8

Тоді розрахункова напруга згину в зубах шестерні

_F =3910⁶ =41^Па

що, менше _F1 =370⁶Па

Отже міцність на згин колеса забезпечена.

2.2.13 Перевірка зубів колеса по контактним напруженням

Значення коефіцієнтів _ =1; _ =1,035; т.2.3; _V =1,2.

Передаточне число u =2,5. По розрахунку маємо: F_t =5910 H; d₁ =79,75 мм; b₂=56мм.

Тоді контактне розрахункове напруження:

_ =376⁶ =37610⁶ =569,510⁶Па

що, менше _ =655,6510⁶Па

3.Розрахунок редуктора

3.1 Визначення діаметрів валів за найближчими значеннями.

d =5 =12,65 мм

Так як швидкохідний вал (вал черв’як) приводиться в обертання вала електродвигуна через стандартну муфту то діаметром вихідного кінця цього вала d, повинний бути узгоджений з діаметром вала електродвигуна.

d=0,8d₁ , де d₁ – діаметр вала електродвигуна

d₁=38 мм [3.т. 18.37,с.322]

d= 0,8·38= 32 мм

Прив’язуємо до стандартного ряду лінійних розмірів [1.т.8.13,с.156]

d=32 мм

Визначаємо діаметри інших ділянок швидкісного вала:

d_n=d₁+2t

де, t – величина бортика [3.т.3.1,с.37]

t=2,5

d_n=32+(2·2,5)=37 мм

Прив’язуємо до стандартних посадочних розмірів d=40

d_б.п =d_n +3,2·r

де r – величина фаски [3.т.3.1] r =2,5

d_б.п =40+3,2·2,5 =48 мм

Так як конічні кінці валів стандартні, то уточнюємо лінійні розміри конічного кінця вала за ГОСТ 12081-72 [1.т.8.13, с.156]

Для d=32 мм; d_сер =30,2 мм

Попередні розміри тихохідного вала редуктора

d=4,8 =

Прив’язуємо по стандартному ряду лінійних розмірів [1.т.8.13, с.156]

d=32 мм

Визначаємо діаметри інших ділянок вала:

d_n = d+2t =32+(2·2,5)=37 мм

Прив’язуємо до стандартних посадочних розмірів

d_n =40

d_б.п =d_n +3,2·r =37+(3,2·2,5)=46 мм

Прив’язуємо розміри кінця тихохідного вала до стандартних розмірів по ГОСТ 12081-72 [1.т.8.13, с.156] d_б.п =47мм

3.2 Ескізна компановка редуктора

Щоб поверхні обертаючихся колес не зачіплялися за внутрішні поверхні стінок корпуса черв’ячного редуктора між ними залишають зазор, який визначають за формулою:

a =

де L – найбільша відстань, між зовнішньою поверхнею деталей передач:

L =d_чер +d_кол =72,5+205,5=278 мм

Отже

a =

Відстань b_о між дном корпуса і поверхнею вала черв’яка приймаємо по залежності

b_о 4a =40 мм

Встановлюємо і уточнюємо лінійні розміри швидкохідного (вала-черв’яка) і тихохідного валів.

Швидкохідний вал:

Конічний кінець вала черв’яка за ГОСТ 12081-72 [1.т.8.13, с.156], зовнішня різьба М24х5, довжина конічної ділянки l=58 мм. Довжина ділянки вала d =32 мм; визначаємо по залежності

l =0,15d =0,15·32 =5 мм

Довжина ділянки вала між опорними стінками редуктора визначається конструктивно враховуючи довжину нарізаного черв’яка і діаметром черв’ячного колеса l =290

Тихохідний вал:

Конічний кінець тихохідного вала за ГОСТ 12081-72 [1.т.8.13, с.156], виготовляють із зовнішньою різьбою M24×2; довжина конічної ділянки l =45 мм, а загальна довжина хвостовика l =70 мм.

Довжина ділянки вала d =40 мм, визначається по залежності:

l =0,15d =0,15·40 =6 мм

Довжина ділянки вала під підшипник:

l =1,25d_n =1,25·50 =63 мм

Визначаємо довжину і діаметр ступиці:

d_ст =1,5d_б.п+10 =1,5·60+10 =100 мм

l_ст =1,2·d_б.п =1,2·60=72 мм