1.3 Предварительный расчет валов редуктора
Ведущий вал
Диаметр выходного конца вала
,
где к - допускаемое напряжение на кручение, к = 25 МПа
≥
=20
мм.
Для удобства сборки при соединении выходного конца вала муфтой с валом электродвигателя следует принять стандартное =20 мм.
Для удобства монтажа вал выполняется ступенчатым.
Диаметр под подшипники
мм
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца вала
≥
=31
мм
Полученное значение округляется до стандартного =32 мм,
Диаметр под подшипники
=40
мм,
Диаметр под зубчатое колесо
=45
мм,
1.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерня выполняется за одно целое с валом.
Делительный диаметр
=48,3
мм,
Диаметр вершин зубьев
=52,3,
Ширина шестерни
=44
мм.
Колесо кованое
Делительный диаметр =201,6 мм,
Диаметр вершин зубьев
=205,6
мм,
Ширина колеса
=40мм,
Диаметр ступицы
=1,6
=1,6*45=72
мм.
Длинна ступицы
=80
мм.
Толщина обода
=
(2,5 ÷ 4)
Толщина диска С=0,3* =0,3*40 = 12 мм.
1.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышек редуктора
=0,025а+1=0,025*125+1=6мм,
принимаем
=8,
Толщина верхнего пояса (фланца)корпуса
B=1,5 = 1,5*8 = 12 мм
Толщина нижнего пояса (фланца) корпуса
p= 2.35 = 2.35*8 = 19 мм, принимаем р=20мм.
Диаметр фундаментных болтов
,
требуемые болты М16,
Диаметр болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников
,
требуемые болты М12,
Диаметр болтов соединяющих крышку с корпусом
=
(0,5 ÷0,6) 16=8 мм, требуемые болты М8.
1.6 Расчет открытой передачи
Материал шестерни:
Сталь 45,термическая обработка – улучшение, твердость HB230.
Материал колеса:
Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 200.
Допускаемые контактные напряжения
[ ] = ,
Где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
– коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора,
= 1.
– коэффициент безопасности, = 1, 10.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев меньше HB 350 и термической обработкой (нормализация или улучшение)
= 2HB + 70,
Для шестерни:
[
]
=
=
≈ 482 МПа,
Для колеса:
[
]
=
=
≈ 428 МПа,
Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес:
[ ] = 0,45( ) = 0,45(482+428) = 410 МПа,
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
=
= 49,5(3,55+1)
≈
195 мм,
Где =49,5, для прямозубых колес,
– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
Принимается как в случае несимметричного расположения колёс,
– коэффициент ширины венца
по межосевому расстоянию,
.
u=3,55.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66
=200 мм
Нормальный модуль зацепления выбирается в интервале (0,01-0,02)
и выравнивается по ГОСТ 9563 – 60
= (0,01÷0,02) =(0,01÷0,02)*200=2÷4 мм,
Стандартный модуль зацепления = 2 мм.
Суммарное число зубьев:
Zобщ=200
=
44
=200-44=
156,
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры
=
88 мм,
=
=
= 312 мм,
Диаметры вершин зубьев:
,
= 312+2*2 = 316 мм,
Ширина
колеса
Ширина шестерни ,
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
=
=
=0,5.
Окружная скорость колес и степень точности передачи
ν =
=
=0,80
м/с,
При такой скорости для косозубых колес следует принять 9 степень точности.
Проверка контактных напряжений
=
=
=383
<412 МПа < [
],
Где – коэффициент нагрузки
=
,
Где
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки
между зубьями,
при
=0.8
м/сек и 9 степени точности,
=1,11.
– динамический коэффициент, для косозубых колес при ≤5 м/сек и 9 степени точности, =1,05
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца,
при
=1,275
и НВ≤350 и несимметричном расположении
колес относительно опор,
=1
=1,11*1,05*1,0 = 1,16.
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила
=
=
=3205
Н,
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
= [ ],
Где - коэффициент нагрузки;
- коэффициент, учитывающий форму зуба;
- коэффициент, компенсирующий погрешность, возникающей при применении той же расчётной схемы, что и в случае прямых зубьев.
-
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки между зубьями.
[ ] – допускаемое напряжение изгиба.
=
,
Где - коэффициент концентрации нагрузки, при =1,275, твердости
НВ≤350 и несимметричном расположении колес относительно опор, =1,33.
- коэффициент динамичности, при =3,32 м/сек и твердости НВ≤350, =1,3.
=1,33*1,3=1,73,
зависит от эквивалентного числа зубьев Zv.
для шестерни zv1 = z1 / cos3 = 26 / 0,9753 28,
для колеса zv2 = z2 / cos3 = 130 / 0,9753 140
YF1 = 3,84 и YF2 = 3,60
Допускаемое напряжение
,
Где -предел выносливости
-коэффициент безопасности,
1.8НВ.
для шестерни 1,8 * 230 = 415 МПа;
для колеса 1,8 * 200 =360 МПа.
,
где - коэффициент,учитывающий нестабильность свойств материала
зубчатых колес, = 1,75 ,
-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого
колеса, для штамповочных колес = 1.
= 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни [σF1] = 415 / 1,75 = 242 МПа
для колеса [σF2] = 360 / 1,75 = 206 МПа
Дальнейший расчет следует вести для зубьев того колеса для которого,
=
.
.
Условие прочности выполнено.