Рассчитать и спроектировать одноступенчатый цилиндрический редуктор

                                           b₁=64+4=68 (мм)

Коэффициент ширины шестерни по отношению к диаметру  

     определим по формуле:

y_bd= .                                                      (20)

После подстановки получим:

y_bd=

=1,28

Среднюю окружную скорость определим по формуле:

   ν= .                                                   (21)

После подстановки получим:

ν=

=1,1 (м/с)

При такой скорости для  косозубых колес назначают 8-ю  степень 

точности.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

      4 СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ПЕРЕДАЧ

 

 4.1 Силы, действующие в зацеплении, определим по формулам:

окружную:

                                          F_t= ;                                                     (22)                            

радиальную:

                                       F_r=F_t∙ ;                                                 (23)

осевую:

                                         F_а= F_t ∙tgα.                                                   (24)

После подстановки получим:

F_t=

=3349

F_r=

=1250(H)

F_а= 3349∙tg20 =1219(H)

4.2 Помимо сил в зацеплении, передающихся на валы редуктора, на последние (валы редуктора) действуют консольные нагрузки от ременной передачи и усилие от соединительной муфты.

Консольная нагрузка от соединительной муфты возникает  от неизбежной неточности изготовления и монтажа деталей соединительной муфты и вала и вращается вместе с валом. Поэтому в расчетной схеме выбираем наиболее опасное его направление, когда оно противоположно направлению окружной силы. Значение этой силы определяем по эмпирической формуле:

,                               (25)

   где  – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н∙м.

Н,

   Консольная сила  от действия цепной передачи определяется по формуле:

                                             

,                                (26)

   где  – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н∙м.

Н,

 

   

 

 

 

5 ПРОВЕРКА  ЗУБЬЕВ КОЛЕСА ПО КОНТАКТНЫМ НАПРЯЖЕНИЯМ И НАПРЯЖЕНИЯМ ИЗГИБА.

 

5.1 Проверим допустимое контактное напряжение, для этого по

формуле  определим коэффициент  нагрузки:

                             K_H=K_Hb∙K_Ha∙K_Hn,                                                        (27)

где по таблице 3.5[2] при y_bd=1,28 симметричном  расположении

колеса  и твердости HB<350 принимаем K_Hb=1,04;

по таблице 3.4[2] при 8-й степени  точности и n£5 м/с K_Ha=1,06; при

НВ<350 и n£5 м/с K_Hn=1,0.

    После подстановки получим:

                             K_H=1,04∙1,06∙1=1,10

Проверяем допустимое контактное напряжение по формуле:

                             σ_H= ≤[σ_H].                           (28)

После подстановки получим:

                 σ_H= =421(МПа) > 410 (МПа)

Перегрузка передачи составляет 2,6%, допускается до 5%.

      Условие  прочности выполнено.

                            

5.2 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по

формуле:

                             σ_F= ≤ [σ_F]                               (29)

где - K_F- коэффициент нагрузки ,определяем по формуле:

                            K_F=K_Fb∙K_Fv,                                                                   (30)

По таблице 3.7 при y_bd=1,28, симметричном расположении колес  и

твердости HB<350- K_Fb=1,13.

По таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости n=1,1м/с и 8-й степени

точности получим K_Fv=1,1.

После подстановки получим:

                             K_F=1,13∙1,1=1,24

 Y_F- коэффициент формы зуба, выбираемый в зависимости от

эквивалентных чисел зубьев, определяемых по формуле:

                             z_ν1= .                                                               (31)

После подстановки для шестерни и колеса соответственно получим:

                             z_ν1= = 28

                             z_ν2= = 140

Эквивалентные числа зубьев соответственно равны Y_F=3,7, Y_F=3,6.

Коэффициент Y_β определим по формуле:

                             Y_β=1- .                                                               (32)

После подстановки получим:

                             Y_β=1- =0,91

Коэффициент К_Fα  определим по формуле:

                                К_Fα= ,                                           (33)

где - коэффициент торцового перекрытия ε_а=1,5; n-степень точности

торцового покрытия колеса. После  подстановки получим:

                             К_Fα = =0,92

Допускаемые напряжения  при проверке

зубьев на выносливость по

напряжениям изгиба определим по формуле:

                             [σ_F]= .                                                          (34)

где по таблице 3.9 для Стали 45 нормализованной  при твердости 

HB<350, s^°_Flimb=1,8 HB. После подстановки для шестерни и колеса

соответственно получим:

                             s^°_Flimb1=1,8∙230=415 (МПа)

                             s^°_Flimb2=1,8∙200=360 (МПа)

Коэффициент запаса [S_F] определим оп формуле:

                             [S_F]=[S_F]¢∙[S_F]¢¢;                                                      (35)

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 (34) получим:

                             [σ_F1]= =237 (МПа)

                             [σ_F2]= =206 (МПа)

Найдем отношение [σ_F]/ Y_F соответственно для шестерни и колеса:

                             = 64

                             = 57,2 

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

него меньше.

Подставив данные в формулу (29) получим:

                             σ_F2= = 97,8(МПа)

условие прочности зубьев выполняется т.к. 97,8 МПа < 206 МПа.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6  ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

6.1   Диаметры выходных концов ведущего и ведомого валов

определим по формуле:

                             d₁≥ ,                                                            (36)

где [τ_K]-допускаемое напряжение на валу,

       Т – вращающий момент на валу.

6.2 Ведущий вал (рис.2).

     Для ведущего вала  примем [τ_K]=20 МПа.

После подстановки получим:

                             d_В1≥ = 28,3 (мм)

Примем d_В1=30мм, длина выходного конца L_В1=60мм

 Принимаем диаметр под уплотнение dy₁=35 мм,

 под подшипники d_П1=40мм.

                  Рисунок 2 – Конструкция ведущего вала

6.3 Ведомый вал (рис.3).

   Для ведомого  вала примем [τ_K]=20 МПа.

После подстановки получим:

                             d_В2≥ = 47,5 (мм)

Примем диаметр выходного  конца вала d_В2= 48 мм, длина выходного

конца L_В2=100мм

 диаметр под уплотнение dy₂=52мм,

 под подшипники d_П2=55 мм,

 диаметр под колесо d_К2=60мм.

 

Рисунок 3 - Конструкция ведомого вала

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ

 

 

7.1 Шестерня.

Шестерню выполним за одно целое с валом. Ее основные размеры:

внешний диаметр (по вершинам зубьев) d_a1=57,33мм, ширина b₁=68 мм,

делительный диаметр d1=53,33мм.

7.2 Колесо.

Колесо кованое. Его  основные размеры: d_a2=270,67мм, b₂=64 мм,

делительный диаметр d2=266,67 мм.

    Диаметр ступицы  определим по формуле:

                             d_ст= 1,6·d_к2,                                                                 (37)

где d_дк2-диаметр под колесо ведомого вала. После подстановки

получим:

                             d_ст= 1,6·60=96(мм)

Длину ступицы примем равной ширине зубчатого венца:

                     L_ст= (1,2…1,5)d_к2.                                                               (38)

После подстановки получим:

                             L_ст=(1,2…1,5)60=72…90 (мм)

Принимаем L_ст=80 (мм)

Толщину обода определим по формуле:

                           δ₀=(2,5…4)m.                                                               (39)

После подстановки получим:

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

Принимаем δ₀=8 (мм).

Толщину диска С определим по формуле:

                            C=0,3b2.                                                                        (40)

После подстановки получим:

                             C=0,3∙64=19,2 (мм)

Принимаем С=20(мм).

Рисунок 4 - Конструкция зубчатого колеса

8 КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА. ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА РЕДУКТОРА

 

 

Корпус и крышка редуктора  являются основаниями, на которых крепятся все детали и узлы. Поэтому они  воспринимают все внешние нагрузки и при их конструировании нужно обеспечить им достаточную прочность и жесткость.

Для повышения жесткости  корпуса и крышки используются ребра, располагаемые у приливов под  подшипники и других выступающих  поверхностях. Корпус редуктора, как  правило, выполняется разъемным  по плоскости, проходящей через оси валов. Тогда его нижняя часть называется непосредственно корпусом (или картером), а верхняя – крышкой редуктора.

В качестве материалов для  корпусных деталей редукторов обычно используется серый чугун или  алюминиевые сплавы, способ изготовления – литье.

8.1 Определим толщину стенок корпуса и крышки редуктора по формулам:

                             δ=0,025·а_ω+1;                                                              (41)

                             δ₁=0,02·а_ω+1.                                                               (42)

После подстановки для  корпуса и крышки соответственно получим:

                             δ=0,025·160+1=5 (мм)