4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [_к]=25 МПа.

мм

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и d_в1. У подобного электродвигателя (см. табл. П2)[1, с. 391] Примем d_дв=42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 20884-82 с расточками полумуфт под d_дв=42 мм и d_в1=32 мм

Тогда d_п1=40 мм – диаметр вала под подшипниками.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал редуктора

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [_к]=20 МПа – вал не испытывает консольных нагрузок.

мм.

Приняли d_в2=45 мм – диаметр выходного конца вала;

d_п2=50 мм – диаметр вала под подшипниками;

d_к2=55 мм – диаметр вала под зубчатым колесом.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше: d₁= 56 мм; d_a1=61 мм; b₁=61 мм.

Колесо кованое d₂=224 мм; d_a2=229 мм; b₂=56 мм.

Диаметр ступицы d_ст=1.6d_к2=1.655=88 мм; длина ступицы l_ст=(1.21.5)d_к2=(1.21.5)55=6682.5 мм, принимаем l_ст=70 мм

Толщина обода _о=(2.54)m_n=(2.54)2.5=6.2510 мм, принимаем _о=10 мм.

Толщина диска C=0.3b₂=0.356=16.8 мм, принимаем С=16 мм

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

=0.025a_w+1=0.025140+1=4.5 мм, принимаем =8 мм (по технологии литья);

₁=0.02a_w+1=0.02140+1=3.8 мм, принимаем ₁=8 мм (по технологии литья).

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=1.5=1.58=12 мм; b₁=1.5₁=1.58=12 мм;

нижнего пояса корпуса

p=2.35=2.358=18.8 мм; принимаем p=20 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных d₁=(0.030.036)a_w+12=(0.030.036)140+12=16.217.04 мм;

принимаем фундаментные болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0.70.075)d₁=(0.70.75)16=11.212 мм;

принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом d₃=(0.50.6)d₁=(0.50.6)16=89.6 принимаем болты с резьбой М10.

7. Расчет открытой конической передачи

1. Передаточное отношение открытой конической зубчатой передачи i_к = 3.84

2. Число зубьев шестерни принимаем z₁=22. Число зубьев колеса z₂= z₁i = 22 3.84= 84.5. Принимаем z₂=84.

3. Передаточное число u = =84:22=3.8

Угловые скорости шестерни и колеса =38.4 рад/с и =10 рад/с

4-7. Материалы шестерни и колеса. Чтобы получить наименьшие размеры передачи по табл. 6.4 [2, с.92], принимаем для шестерни и колеса улучшенную сталь 40Х.

По данным примера 16 [2, c 110], допускаемые напряжения: для материала шестерни []_F1=245 МПа; для материала колеса []_F2=205МПа.

8. Углы при вершинах делительных конусов

tg₁=1/u=1/3.82=0.262 ₁=14.6

₂= ₁=90 -14.6 =75.4

Эквивалентное число зубьев

шестерни z₁= z₁/cos₁ = 22/cos14.6= 22.7

колеса z₂= z₂/cos₂ = 84/cos75.4= 333.2

Коэффициенты формы зуба по табл. 6.8[2, с. 101]: для шестерни Y_F1=3.92, для колеса Y_F2 =3.6

9. Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:

для шестерни []_F1/ Y_F1=(245/3.92) МПа=62.5 МПа,

для колеса []_F2/ Y_F2=(205/3.6) МПа=57.5МПа.

Расчет колеса следует вести по зубу колеса, как менее прочному.

10. Расчетные коэффициенты. По табл. 6.9[2, с. 101], принимаем =0.4; по табл. 6.10 [2, с. 102] =1.07.

11. Средний модуль зубьев

мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d₁=m z₁=(4,4 22)=97 мм.

Ширина зубчатого венца

b= d₁=0,4 97=38,8 мм.

Производственный модуль зацепления

m_e=m+(b sin ₁)/ z₁=4,4+(38,8*sin14,6)/22=4,8 мм.

Принимаем m_e =5 мм.

12. Основные геометрические размеры передачи

Внешние делительные диаметры

d_1e= m_e z₁=5*22=110 мм. d_e= m_e z₂=5*84=420 мм.

Внешние диаметры вершин зубьев

d_ae1= d_e1 +2m_ecos ₁=(110+2*5*cos14,6)=119,7 мм.

d_ae2= d_e1+2m_ecos ₂=(420+2*5*cos75,4)=422,5 мм.

Внешнее конусное расстояние

R_e= d_e1/(2sin ₁)=110/(2sin14.6)]=218 мм.

13. Фактический средний модуль

m’= m_e-(bsin ₁)/ z₁=[5-(38,8sin14.6)/22=4,56 мм.

Фактический средний делительный диаметр шестерни

d’₁ = m’z₁=(4,56*22)=100,3 мм.

Средняя окружная скорость зубчатых колес

V= d’₁/2=(38.4*100,3* /2=1,9 м/с.

Принимаем 9-ю степень точности

14. Окружная сила

F_t= 2Т₁ /d’₁=(2*293/100,3* =5842 Н;

Радиальная сила

Осевая сила

15. Напряжение изгиба в основании зуба колеса как менее прочного при значении K_Fv =1.4 [2, c. 102]

Перегрузка зуба 2,1%<5% , что допустимо.