Цилиндрический горизонтальный косозубый редуктор

                            а_ω=43∙(3+1)∙ =108 (мм)

Принимаем а_ω=110 мм.

2.4 Определяем . нормальный модуль зацепления по формуле:

                                           m_n=(0,01…0,02) а_ω.                                             (10)

После подстановки получим:

                             m_n=(0,01…0,02)∙110= 1,1…2,2(мм)

По ГОСТ 9563-60 принимаем m_n=2мм.

2.5. Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º. Определяем число зубьев   шестерни и колеса по формулам:

 

          z₁= ;                                                         (11)

                             z₂= z₁∙u.                                                                  (12)

После подстановки для  шестерни и колеса соответственно получим:

                              z₁= =23,8

Принимаем z₁=24.

Тогда                             z₂= 24∙3=72  

 

2.6. Уточняем значение угола наклона зубьев β по формуле:

 

                             cosβ= .                                                (13)

После подстановки получим:

                             cosβ= =0,873

Угол β=25º50′

2.7 Определяем делительные диаметры по формуле:

 

                             d= ∙z.                                                                (14)

После подстановки получим:

Для шестерни                 d₁= ∙24=55 (мм)

Для колеса                      d₂= ∙72=165 (мм)

2.8 Проверим межосевое расстояние по формуле:

                            а_ω= .                                                               (15)

После подстановки получим:

                             а_ω= ≈110 (мм)

2.9 Определяем внешние диаметры окружности вершин зубьев шестерни и колеса по формуле:

 

                             d_a=d+2m_n.                                                                (16)

После подстановки получим:

   для  шестерни              d_a1=55+2∙2 =59 (мм)

   для  колеса                    d_a2=165 +2∙2=169 (мм)

2.10 Определим ширину шестерн и колеса и по формуле:

                             b₂=ψ_ba·a_ω;                                                                (17)

                             b₁= b₂+5 мм.                                                            (18)

После подстановки получим:

                             b₂=0,5·110=55 (мм)                                                                 

                             b₁= 55+5=60 (мм)

2.11  Определяем  коэффициент ширины шестерни по отношению к диаметру по формуле:

                             y_bd= .                                                                              (19)       

После подстановки получим:

                             y_bd= =1,09

2.12 Определяем среднюю окружную скорость колес по формуле:

                             ν= .                                                                  (20)

После подстановки получим:

                             ν= =4,318 (м/с)

При такой скорости для косозубых  колес назначают 8-ю степень точности.

2.13 Проверим допустимое контактное напряжение.

2.13.1 Определим коэффициент нагрузки K_H по формуле:

                             K_H=K_Hb∙K_Ha∙K_Hn,                                                    (21)

где по таблице 3.5[1] при y_bd=1,09, симметричном  расположении колеса  и твердости HB<350 принимаем K_Hb=1,0445; по таблице 3.4[1] при 8-й степени точности и n£5 м/с K_Ha=1,05; при НВ<350 и n£5 м/с K_Hn=1,0.

    После подстановки получим:

                             K_H=1,0445∙1,05∙1=1,097

2.13.2 Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:

 

После подстановки получим:

                           σ_H= =419 (МПа) ≤                

                                         479 (МПа)

   Условие прочности выполнено.

2.14 Определяем силы, действующие в зацеплении.

2.14.1Окружная сила F_t:

                  F_t= ;                                                                                           (23)                            

2.14.2 Радиальная сила F_r:

                                       F_r=F_t∙ ;                                                             (24)

После подстановки получим:

                             F_t= =2582 (H)

            F_r= =1077 (H)             

2.15 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

        σ_F= ≤ [σ_F]                                                             (25)

2.15.1 Определяем коэффициент нагрузки K_F по формуле [1]:

 

                                        K_F=K_Fb∙K_Fv,                                                               (26)

по таблице 3.7[1] при y_bd=1,09, симметричном расположении колес и твердости HB<350- K_Fb=1,1135. По таблице 3.8[8] при твердости HB<350, скорости n=4,318 м/с и 8-й степени точности получим K_Fv=1,3. После подстановки получим:

                             K_F=1,1135∙1,3=1,45

 2.15.2 Определяем   коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба.

2.15.2.1 Находим эквивалентное число зубьев z_ν  для шестерни и колеса по формуле:

                             z_ν= .                                                               (27)

После подстановки получим:

 для шестерни :            z_ν1= ≈ 22                                                          

   для колеса :                       z_ν2= ≈ 110

Эквивалентные числа зубьев соответственно равны Y_F1=3,74, Y_F2=3,60.

2.15.3 Определяем допускаемые напряжения  при проверке

зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:                           

                                                             [σ_F]= .                                                                              (28)

где по таблице 3.9[1] для  стали 40х улучшеной при твердости HB<350, s^°_Flimb=1,8 HB. После подстановки получим:

для шестерни                        s^°_Flimb1=1,8∙270=486 (МПа)

для колеса                             s^°_Flimb2=1,8∙245=441 (МПа)

Коэффициент запаса [S_F] определим оп формуле:

                             [S_F]=[S_F]¢∙[S_F]¢¢;                                                      (29)

где [S_F]¢- коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес [S_F]¢=1,75; [S_F]¢¢- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок для зубчатых колес. Для поковок и штамповок [S_F]¢¢=1,0. После подстановки получим:

                             [S_F]=1,75∙1,0=1,75

После подстановки данных в формулу (28) получим:

                             [σ_F1]= =278 (МПа)

                             [σ_F2]= =252 (МПа)

2.15.4 Найдем отношение [σ_F]/ Y_F :

для шестерни           = 74  (МПа)

       

для   колеса:         = 70  (МПа)

 Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношение [σ_F]/ Y_F для него меньше.

 

2.15.5 Определяем коэффициент Y_β по формуле :

 

 

                             Y_β=1- .                                                               (30)

После подстановки получим:

                             Y_β=1- =0,79

2.15.5 Определяем коэффициент К_Fα  по формуле:

                                К_Fα= ,                                           (30)

где - коэффициент торцового  покрытия ε_а=1,5; n-степень точности торцового покрытия колеса. После подстановки получим:

                             К_Fα = =0,92

(31)

Подставив данные в формулу (25) получим:

                             σ_F2= = 89 (МПа)

условие прочности зубьев выполняется т.к. 89 МПа < 252 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3   Предварительный  расчет валов.

 

3.1. Определим диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов по формуле:

                             d₁≥ ,                                                            (31)

где [τ_K]-допускаемое напряжение на валу, Т – вращающий момент на валу.

 

3.2. Рассчитаем ведущий вал (рис.1.).

     Для ведущего вала  примем [τ_K]=25 МПа. После подстановки получим:

                             d_В1≥ ≈ 24,4 (мм)

   Для того чтобы  соединить ведущий вал с валом  электродвигателя,

диаметр, которого по таблице 16.7.2 [1] d_ДВ=42 мм, при помощи МВУП по ГОСТ 21424-75 примем d_В1=32 мм. Принимаем диаметр под подшипники d_П1=35 мм.

 

                  Рисунок 1 – Конструкция ведущего  вала

 

3.3. Рассчитаем ведомый вал.

   Для ведомого  вала примем [τ_K]=20 МПа. После подстановки получим:

                             d_В2≥ ≈ 37,3(мм)

Примем диаметр выходного конца вала d_В2= 38 мм, диаметр под подшипники d_П2=40 мм, диаметр под колесо d_К2=45 мм.

 

 

 

 

                Рисунок 2 – Конструкция ведомого  вала   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Конструктивные размеры шестерни и колеса.                

 

4.1Определяем конструктивные размеры  шестерни.

Шестерню выполним за одно с валом. Ее основные размеры: внешний диаметр (по вершинам зубьев) d_a1=59 мм, ширина b₁=60  мм, делительный диаметр d₁ =55 мм.

4.2. Определяем конструктивные размеры колеса.

    Колесо кованое. Его  основные размеры:d_a2=169 мм, b₂=55 мм, делительный диаметр d₂ =165 мм.

4.2.1 Определяем диаметр ступицы колеса по формуле:

                           d_ст2 = 1,6·d_к2,                                                           (32)

где d_дк2-диаметр под колесо ведомого вала. После подстановки получим:

                             d_ст= 1,6·45=72 (мм)

  4.2.2 Определяем длину ступицы колеса формуле:

                           L_ст=(1,2…1,5) d_К2                                                               (33)

После подстановки получим:

                             L_ст=54…67,5 (мм)

Принимаем: L_ст=55(мм)

 

4.2.3 Определяем толщину обода по формуле:

                           δ₀=(2,5…4)m_n.                                                          (34)

После подстановки получим:

                             δ₀=(2,5…4)·2 =5…8 (мм)

Принимаем δ₀=8 (мм)

4.2.4 Определяем толщину диска С по формуле:

                            C=0,3b2.                                                                    (35)

После подстановки получим:

                             C=0,3∙55=16,5 (мм)

Принимаем С=17 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

5 Конструктивные размеры корпуса редуктора.

 

5.1. Определяем толщину стенок корпуса по формуле:

                             δ=0,025·а_ω+1;                                                          (36)

После подстановки получим:

                                        δ=0,025·110+1=3,75(мм)

Принимаем:δ=8(мм).

 

5.2. Определяем толщину стенок крышки по формуле:

                             δ₁=0,02·а_ω+1.                                                          (37)

После подстановки получим:

                             δ₁=0,02·110+1=3,2 (мм)