123805 (689626), страница 2
Текст из файла (страница 2)
Принимаем z1=22, тогда z2=z1 *u = 22*4=88
Уточненное значение угла наклона зубьев:
=10о50
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса:
Ширина шестерни b1=b2+5=75мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1,с.32].
Коэффициент нагрузки:
где, КН - коэффициент, учитывающий твердость поверхности зубьев и расположение зубчатого колеса
КН- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес и степень точности передачи.
КНV- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес, твердость поверхности зубьев и форму зуба.
Значения КН даны в таблице 3.5; при 
, твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор ( учет натяжения клиноременной передачи) КН1,17.
По таблице 3.4 гл. III при V=1,4 м/с и 8-й степени точности КН=1,09.
По таблице 3.6 для косозубых колес при V5м/с КНV=1,0.
Тогда 
Проверка контактных напряжений по формуле[1,с.31]:
Силы действующие в зацеплении:
Окружная 
Радиальная 
=20о – угол профиля в нормальной плоскости.
Осевая 
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [1.с.44]:
где КF- коэффициент нагрузки. По табл.3.7 при bd=1,34, твердости НВ350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КF=1,34. По табл. 3.8 КFV=1,1. Таким образом КF = 1,34*1,1=1,474.
YF- коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:
У шестерни 
У колеса 
YF1=4,014 и YF2=3,61
Допускаемое напряжение
По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ350 0Flimb=1,8НВ.
Для шестерни 0Flimb=1,8*230=415 Мпа; для колеса 0Flimb=1,8*200=360Мпа.
[S] – коэффициент безопасности,
[S]=[SF]/*[SF]//
[SF]/- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, [SF]/=1,75.
[SF]// - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, [SF]//=1.
Следовательно [S]= 1,75.
Допускаемые напряжения:
Для шестерни: 
Для колеса 
Находим отношение 
Для шестерни
Для колеса 
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденной отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y и KF
Для средних значений коэффициента торцового перекрытия а=1,5 и 8-й степени точности КFa=0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле [1,с46]
Условие прочности выполнено.
3.2 Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал.
Учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремня принимаем []=25 МПа.
Диаметр выходного конца вала определяем по формуле [1,с.161]:
Принимаем ближайшее большее из стандартного ряда dв1=25
Диаметр вала под подшипниками dп1=30 мм.
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал.
Диаметр выходного конца вала:
Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда.
В соответствии с рядом принимаем dВ2=42 мм.
Диаметр вала под подшипниками dп2=45 мм.
Диаметр вала под посадку ступицы зубчатого колеса dк = 50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
3.3 Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры определены: d1=56 мм, dа1=61 мм, b1=75 мм.
Колесо кованное d2=224 мм, da2=229 мм, b2=70мм.
Диаметр ступицы: dст=1,6dК = 1,6*50=80 мм.
Длина ступицы Lст=(1,2…1,5) dк =60…75 мм. Принимаем Lст=75 мм.
Толщина обода о=(2,5…4)mn = 5…10 мм. Принимаем о=10 мм.
Толщина диска С=0,3b2=0,3*70=21 мм. Принимаем С=22 мм.
Диаметр отверстий в диске назначаем конструктивно, но не меньше 15…20 мм.
3.4 Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
=0,025а+1 = 0,025*140+1 = 4,5 мм. Принимаем =8 мм.
1=0,02а+1 = 0,02*140+1 = 3,8 мм. Принимаем 1=8 мм.
Толщина фланцев пояса корпуса и крышки:
b=b1=1,5=1,5*8=12 мм.
Толщина фланцев нижнего пояса:
Р=2,35=18,8 мм. Принимаем р=20 мм.
Диаметр болтов:
фундаментных: d1=(0,03…0,036)аW+12=16,2…17,04 мм.
Принимаем болты с резьбой М18.
крепящих крышку к корпусу у подшипников: d2=(0,7…0,75)d1=12,6…13,5 Принимаем болты с резьбой М14.
соединяющих крышку с корпусом: d3=(0,5…0,6)d1=9…10,8
Принимаем болты с резьбой М12.
3.5 Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно производят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Вычерчиваем, упрощено шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 =10 мм.
Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dП1 = 30 мм и dП2=45мм.
Предварительно намечаем подшипники на ведомом валу - 206, а на ведущем - 109.
| Условное обозначение подшипника | d | D | B | Грузоподъемность, кН | |||
| Размеры, мм | С | СО | |||||
| 206 | 30 | 55 | 13 | 28,1 | 14,6 | ||
| 109 | 45 | 75 | 16 | 21,2 | 12,2 | ||
Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца.
Измерением находим расстояния на ведущем валу l1=63 мм и на ведомом l2=63 мм.
Измерением устанавливаем расстояние l=52 мм, определяющее положение ведомого шкива относительно ближайшей опоры вала-шестерни.
3.6 Проверка долговечности подшипников
Ведущий вал:
Из предыдущих расчетов имеем: Ft=2643 H
Fr=979 H
Fa= 506 Н
Нагрузка на вал от клиноременной передачи FВ=1156Н
Составляющие этой нагрузки 
Из первого этапа компоновки l =52 мм и l1 = 63 мм.
Реакции опор:
В плоскости XZ
Проверка:
В плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Расчетная схема ведущего вала.
Рассчитаем подшипник по наиболее нагруженной опоре 1.
Приняты ранее радиальные шариковые подшипники 206 (табл.П3.): d =30 мм, D = 55мм, В = 13 мм, С = 28,1 кН, Со = 14,6 кН.
Эквивалентная нагрузка по формуле [1.с.212]:
где, радиальная нагрузка Рr1=2537H
осевая нагрузка Ра= Fa = 506 Н
коэффициент V=1 – при вращении внутреннего кольца;
коэффициент безопасности К = 1,4;
КТ = 1 [1,табл.9.20]
Отношение 
Этой величине соответствует е 0,23 [1,табл.9.18].
Отношение 
Х = 1 Y=0.
Эквивалентная нагрузка равна
Расчетная долговечность [1,с.211]:
Расчетная долговечность [1,с.211]
Ведомый вал:
Несет такие же нагрузки что и ведущий Ft=2643 H
Fr=979 H
Fa= 506Н
Из первого этапа компоновки l2=63 мм
Реакции опор:
В плоскости XZ
В плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Расчетная схема ведомого вала
Рассчитаем подшипник по более нагруженной опоре 4.
Шариковые радиальные подшипники 109 легкой серии (табл.П3) по ГОСТ 8338-75: .): d =45 мм, D = 75 мм, В = 16 мм, С = 21,2 кН, Со = 12,2 кН.
коэффициент безопасности К = 1,4 .
Отношение 
Этой величине соответствует е 0,25 [1,табл.9.18].
Отношение
, Следовательно: Х =0,56 Y=1,6.
Эквивалентная нагрузка равна
Расчетная долговечность, млн. об.
Расчетная долговечность, ч. [1,с.211]
Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 часов (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000 часов (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае выбранные подшипники удовлетворяют ресурсу работы передачи.
3.7 Второй этап компоновки редуктора
Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.
Примерный порядок выполнения следующий.
Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l. Используя эти осевые линии, вычерчиваем подшипники. Затем вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Затем вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами.
Аналогично конструируем узел ведомого вала.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
