5.3 Проектный расчёт

Определим внешний делительный диаметр колеса:

где K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

_F – коэффициент вида зуба.

d_e2  165(2125010³1/(0,85256²))^1/3 = 348,86 мм.

Полученное значение округляем до стандартного d_e2 = 350 мм.

Углы делительных конусов шестерни и колеса

₂ = arctgu = arctg2 = 63,4;

₁ = 90 – ₂ = 90 – 63,4 = 26,6.

Определим внешнее конусное расстояние

R_e = d_e2/(2sin₂) = 350/(2sin63,4) = 195,66 мм.

Ширина зубчатого венца

b = _RR_e = 0,285195,66 = 55,76 мм,

где _R – коэффициент ширины венца.

Полученное значение округляем до стандартного b = 56 мм.

Определим внешний окружной модуль

m_e = 14125010³1/(0,8535056256) = 4,10 мм.

Число зубьев колеса и шестерни:

z₂ = d_e2/m_e = 350/4,10 = 85,28; z₁ = z₂/u = 85,28/2 = 42,64.

Полученные значения округляем до целых чисел: z₁ = 43, z₂ = 85.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от заданного:

u_ф = z₂/z₁ = 85/43 = 1,98;

u = (|u_ф – u|/u)100% = (|1,98 – 2|/2)100% = 1,2% < 4.

Определим действительные углы делительных конусов шестерни и колеса

₂ = arctgu_ф = arctg1,98 = 63,2;

₁ = 90 – ₂ = 90 – 63,2 = 26,8.

Коэффициент смещения инструмента для шестерни x_e1 = 0,11, коэффициент смещения колеса x_e2 = – x_e1.

Определим делительные диаметры шестерни и колеса

d_e1 = m_ez₁ = 4,1043 = 176,5 мм;

d_e2 = m_ez₂ = 4,1085 = 348,8 мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса

d_ae1 = d_e1 + 2(1 + x_n1)m_ecos₁ = 176,5 + 2(1 + 0,11)4,100,892 = 184,6 мм;

d_ae2 = d_e2 + 2(1 – x_n1)m_ecos₂ = 348,8 + 2(1 – 0,11)4,100,451 = 352,1 мм;

Диаметры впадин зубьев

d_fe1 = d_e1 – 2(1,2 – x_n1)m_ecos₁ = 176,5 – 2(1,2 – 0,11)4,100,892 = 169,9 мм;

d_fe2 = d_e2 – 2(1,2 + x_n1)m_ecos₂ = 348,8 – 2(1,2 + 0,11)4,100,451 = 344,9 мм;

Определим средние делительные диаметры шестерни и колеса

d₁  0,857d_e1 = 0,857176,5 = 151,2 мм;

d₂  0,857d_e2 = 0,857348,8 = 299,0 мм;

Определим силы в зацеплении:

окружная сила F_t = 2000Т₂/d₂ = 20001250/299,0 = 8363 Н;

осевая сила на шестерне F_a1 = 0,364F_tsin₁ = 0.36483630,451 = 1374 H;

радиальная сила на шестерне F_r1 = 0,364F_tcos₁ = 0,36483630,892 = 2716 H;

осевая сила на колесе F_a2 = – F_r1;

радиальная сила на колесе F_r2 = – F_a1;

5.4 Проверочный расчет

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

_F2 = Y_F2Y_F_tK_FK_FK_Fv/(_Fbm_te) ≤ [_F2];

_F1 = _F2Y_F1/Y_F2 ≤ [_F1],

где K_F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки;

Y_F – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, которые определяются в зависимости от эквивалентных чисел зубьев шестерни z_v1 и колеса z_v2;

Y_ – коэффициент наклона зуба.

z_v1 = z₁/сos₁ = 43/cos26,8 = 48;

z_v2 = z₂/сos₂ = 85/cos63,2 = 188.

_F2 = 3,618363111,07/(0,85564,10) = 164,9 < 256 Н/мм²;

_F1 = 164,93,61/3,6 = 165,4 < 294,1 Н/мм²,

условие выполнено.

6 Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенки корпуса

 = 1,2 Т^1/4 = 1,2∙(678)^1/4 = 6,12  6 мм,

где Т – вращающий момент на тихоходном валу.

Принимаем  = 7 мм.

Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями

а = (L)^1/3 + 3 = 470^1/3 + 3 = 11 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b₀  4a= 44 мм.

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:

вал 1: для закладной крышки D'_П = 1,25D + 10 = 1,25∙80 + 10 = 110 мм,

вал 2: для привертной крышки D_П = D_ф + 6 = 124 + 6 = 130 мм,

вал 3: для закладной крышки D'_П = 1,25D + 10 = 1,25∙110 + 10 = 148 мм,

где D – диаметр отверстия под подшипник, мм;

D_ф – диаметр фланца крышки подшипника, мм.

Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d₂ = 8 мм, число винтов: z₂ = 4.

Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле

d = 1,25(Т)^1/3 = 1,25∙(678)^1/3 = 10,98 ≥ 10 мм,

где Т – момент на тихоходном валу редуктора. Принимаем d = 12 мм.

Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):

ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 28,2 мм,

расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 13,2 мм.

диаметр канавки под шайбочку D  2d = 24 мм.

высота прилива в корпусе h = 2,5d = 30 мм.

Для винтов: K₁ = 2,1d = 25,2 мм, С₁ = 1,05d = 12,6 мм.

Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта d_шт = 0,75d = 10 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме d_ф = 1,25d = 16 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h₀= 2,5(d_ф + ) = 58 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4d_ф +  = 45 мм, высота прилива под винт h = 1,5d_ф = 24 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1d_ф = 18 мм.

Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5 = 18 мм, диаметр отверстия d = 3 = 21 мм, радиус проушины R = d. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (b  b) отверстия b = 3 = 21 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7 = 12 мм.