2. Проверочные прочностные расчеты

Выполняем проверочный расчет зубчатого колеса по контактным напряжениям как более слабого по допускаемым контактным напряжениям.

Частота вращения зубчатого колеса n₂=189 об/мин, окружная скорость:

По табл. 14 назначаем 9-ю степень точности: n_ст=9.

Определяем коэффициент расчетной нагрузки:

где К_Нυ определяем по табл. 15 [1] (принимаем К_Нυ=1,1), а коэффициент К_Н определяем по формуле:

Учитывая, что для нашего редуктора угол зацепления находим расчетное контактное напряжение:

Условие контактной прочности выполняется, поэтому ширина колес не изменяется.

Силы в зацеплении для прямозубых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила (для стандартного угла =20):

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба:

По табл. 16 [1] находим коэффициент формы зуба: для шестерни (количество зубьев ) , для колеса (количество зубьев ) .

Расчет выполняем по тому колесу, у которого меньше .В нашем случае для шестерни: , для колеса: . Расчет выполняем по шестерне.

Рассчитываем коэффициент: По табл. 15 [1] для 9-й степени точности . Принимаем .

Рассчитываем коэффициент нагрузки:

Определяем напряжение изгиба по формуле:

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибающая прочность.

Итак, мы определили параметры зубчатой передачи редуктора:

2. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительные значения диаметров стальных валов редуктора определяем по прочности на кручение:

где  - касательные напряжения, М_k = Т – крутящий или вращающий момент на валу, - допускаемые касательные напряжения, - полярный момент сопротивления вала.

Из этого условия прочности определяется допускаемый диаметр вала:

Для быстроходного (входного) вала

Для тихоходного (выходного) вала

Эти значения округляем до стандартных размеров (табл. 11 [1]): и проверяем на соответствие диаметров концов валов (табл. 18 [1]). Из этой же таблицы определяем стандартные длины концов быстроходного и тихоходного валов: .

Размеры диаметров участков валов:

1. под подшипники:

для входного вала:

для выходного вала:

2. под шестерню:

3. под колесо:

где высоту заплечика (t_цип), координату (r) фаски подшипника определяем по табл. 19 [1].

Округляем данные значения диаметров участков валов до стандартных (табл. 11 [1]):

1. под подшипники: для входного вала , для выходного вала ;

Так как размеры валов под подшипники должны быть меньше размеров валов под шестерню и под колесо из условия сборки и конструктивных соображений:

2. под шестерню: ;

3. под колесо: .

По полученным данным рисуем эскизы ведущего и ведомого валов

Рис. 2а. Эскиз ведущего вала шестерни

Рис. 2б. Эскиз ведомого вала

2. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора

Шестерню выполняем заодно с валом. Ее размеры:

Зубчатое колесо кованое. Его размеры: Диаметр ступицы: принимаем 70мм; длина ступицы: , принимаем 60мм.

Толщина обода , принимаем равной 8мм.

Толщина диска С=0,3b₂=0,3·40=12 мм.

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

, принимаем ,

, принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

1. верхний пояс:

2. нижний пояс: принимаем

Диаметры болтов:

1. фундаментных:

,

принимаем болты с резьбой М15;

2. крепящих крышку к корпусу у подшипников:

,

принимаем болты с резьбой М10;

3. соединяющих крышку с корпусом:

,

принимаем болты с резьбой М10.