Зубчастый цилиндрический редуктор

       коэффициент формы зуба =3,6.

 

Напряжениям изгиба:

Условие прочности выполнено.

 

                                                (2,14)

, где коэффициент формы зуба =3,7.

 

Условие прочности выполнено.

 

Тиходная ступень

 

Все расчёты тихоходной ступени аналогичен  быстроходной  ступени, и проводится по одним и тем же формулам.

 

2.7 Межосевое  расстояние:

 

  - коэффициент ширины зуба. При несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор: 

- коэффициент концентрации нагрузки зуба. Для приработанных колёс он  равен:

 

Тогда межосевое расстояние:

а_W = 4950×(2,5+1) м = 75мм

Принимаем стандартное межосевое расстояние a_W = 80 мм.

 

Делительный диаметр колеса равен:

м

Ширина  колеса равна:  м принимаем b2=20мм., тогда ширина шестерни: .

 

Модуль  зацепления принимаем:

м

принимаем m = 1,125 мм.

 

Определим общее число зубьев:

                                          

Число зубьев на шестерне равно:

принимаем 37 ,тогда Z₂ = 128 - 37 = 91

 

Фактическое передаточное число:

Определим погрешность, она не должна превышать 4%:

 , что является в поле допустимого.

2.8 Геометрические  параметры пары

 

Делительные диаметры шестерни и колеса:

 

;

.

 

Проверяем межосевое расстояние

 

 

 

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

 

;

.

 

Диаметры  впадин зубьев:

 

d_f1 = d₁ – 2,5т_п = 46,25 – 2,5×1,25 =43,125 мм

d_f2 = d₂ – 2,5т_п = 113,75 – 2,5×1,25 = 110,6 мм

 

  2.9 Силы в зацеплении

 

Окружная  сила:

Радиальная  сила:

Окружная  скорость колес:

V_К = = = 2,25 м /с

Степень точности передачи: для прямозубых колёс при данной скорости следует принять 8-ю степень точности.

 

2.10 Проверка  зубьев колеса по контактным  напряжениям.

 

Контактные  напряжения:

s_Н= =611МПа 725МПа

Условие прочности выполнено.

 

2.11 Проверка  зубьев по напряжениям изгиба

 

 

- коэффициент концентрации нагрузки  зуба. Для приработанных колёс он  равен:

 

             

Напряжениям изгиба:

 

Условие прочности выполнено.

 

Условие прочности выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  3 Предварительный расчёт валов редуктора

 

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Входной вал (вал 1):

 

Рисунок 2 Эскиз  ведущего вала.

 

Диаметр выходного  конца при допускаемом напряжении на кручение

  20 МПа по формуле (8.16) [1. стр. 161]:

 

;

 

 мм.

 

Примем диаметр  вала под подшипниками 18 мм.

 

Промежуточный вал (вал 2):

 

        

Рисунок 3 Эскиз  ведомого вала.

 

Диаметр выходного  конца вала:

допускаемое напряжение на кручение: [t_к] = 20 МПа формуле [1. стр. 161]:

мм

 Так как вал редуктора соединен с волом компрессора с помощью упругой муфты  ГОСТ 21424-75 с =25 мм.

 

Выходной вал (вал 3):

 

        

 

Рисунок 4 Эскиз ведомого вала.

 

Диаметр выходного  конца вала:

допускаемое напряжение на кручение: [t_к] = 20 МПа формуле [1. стр. 161]:

 

мм

 Так как вал редуктора соединен с волом компрессора с помощью упругой муфты  ГОСТ 21424-75 с =35 мм.

Принимаем мм.   Диаметр вала под подшипники принимаем 40 мм ; под зубчатое колесо 45 мм .

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

4 Расчет ременной передачи