3. Расчет тихоходной зубчатой передачи

Материалы и термообработку принимаем те же, что и для быстроходной передачи.

Принимаем коэффициент

Тогда

Находим при НВ>350 и Ψ_bd=0,72 коэффициент К_нβ=1,22

Модуль передачи

m=(0,1…0,2)Õ_w = (0,1…0,2)67,5=0,68…1,5 мм

Принимаем m = 2 мм

Сумма зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Принимаем Ζ₃ = 15, тогда

Ζ₄ = Ζ₃ · u₂ = 15 · 3,55 =53,25

Принимаем Ζ₄ = 54

Действительное передаточное число

Окончательное межосевое расстояние

Размеры шестерни и колеса

d₃= m z₃= 2 ·15 = 30 мм

d_a3= d₃+2m = 30+2 · 2= 34 мм

d₄= m z₄= 2 · 54 = 108 мм

d_a4= d₄+2m = 108+2 · 2 = 112 мм

b₄= Ψb_a · α_w = 0,315 · 69 = 21,7 мм

Принимаем b₄ = 25 мм

b₃ = b₄ + 5мм = 25+5=30 мм

Проведем проверочный расчет зубьев на изгиб

Коэффициент формы зуба при Ζ₃ = 15

У_F= 3,88 Коэффициенты

У_ε=1 и У_β=1

Окружная скорость в передаче

При этой скорости и 8-й степени точности (принято) коэффициент

К_FL = 1,2 К_FV = 1,04

При коэффициент

К_Fβ =1,25

пункт 2.6

Прочность передачи достаточна.

4. Предварительный расчет валов

Определим диаметры валов из расчета на кручение по пониженному допускаемому напряжению.

Диаметр выходного конца ведущего вала

При диаметре вала выбранного электродвигателя d_Э=20 мм принимаем d₁=15 мм и диаметр под подшипники ведущего вала d₁¹=20 мм

Диаметр под подшипники промежуточного вала

Принимаем d₂¹=20 мм и под ступицу зубчатых колес d₂^˝=25 мм

Диаметр выходного конца ведомого вала

Принимаем d₃=30 мм, под подшипники d₃¹=35 мм и под ступицу зубчатого колеса d₃^˝=40 мм

5. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

Шестерня Ζ₁ выполняется заодно целое с валом

Колесо Ζ₂ выполняется из поковки.

Диаметр ступицы d_CT=1,6 d₂^˝=1,6 · 25 =40 мм

Принимаем диаметр ступицы d_СТ = 40 мм

Длина ступицы

l_CТ=1,2 · d₂^˝=1,2 · 25 = 30 мм

Толщина диска

C= 0,3b₂= 0,3 · 15 = 4,5 мм

Принимаем С=10 мм

Колено Ζ₄ выполняется из поковки.

Диаметр ступицы

d_CT=1,6 d₃^˝=1,6 мм · 40 = 64 мм

Принимаем диаметр ступицы d_СТ = 64 мм

Длина ступицы

l_CТ=1,2 · d₃^˝=1,2 · 40 = 48 мм

Толщина обода

δ₀=(2,5…4) m = (2,5…4)2 = 5…8

Принимаем δ₀= 10 мм

Толщина диска

C=0,3b₄ = 0,3 · 30 = 9 мм

Принимаем С =10 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора

δ = 0,025α_w+1 = 0,025· 69 + 1 = 4,4 мм

Принимаем δ = 8 мм

Толщина фланца корпуса и крышки

b = 1,5δ = 1,5·8 = 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса

p = 2,35δ = 2,35 · 8 = 18,8 мм

Принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментных болтов

d₁=(0,03÷0,036)α_w+ 12 = (0,003÷0,036) ·136+12 =16 ÷ 16,8 мм

Принимаем d₁=16 мм

Диаметры болтов крепления крышки с корпусом

d₂=(0,05÷0,6)d₁ = (0,5÷0,6) ·16=8 ÷ 10 мм

Принимаем d₂=10 мм

7. Проверка прочности шпоночных соединений

Для соединений деталей с валами принимаются призматические шпонки со скругленными торцами по ГОСТ 8789-68. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Прочность соединений проверяется по формуле

Для соединения вала электродвигателя с выходным концом ведущего вала при d₁=15 мм выбираем шпонку с параметрами

b · h · l = 5 · 5· 2; t = 3 мм

Применяем чугунную полумуфту

Для крепления зубчатого колеса Z₂ и шестерни Z₃ при d₂^˝=25мм выбираем шпонку b · h · l = 8· 7· 25; t₁ = 4 мм

Для стальной ступицы

Для соединения зубчатого колеса Z₄ при d₃^˝=40мм выбираем шпонку

Для соединения стальной полумуфты с выходным концом ведомого вала при d₃=30мм выбираем шпонку b · h · l = 10· 8· 30; t₁ = 5 мм

Прочность шпоночных соединений достаточна.