5.3.4Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σF1 и колеса σF2, н/мм2:

σ_F2 = Y_F2Y_β K_FαK_FβK_Fυ= 114,1Н/мм²<[σ]_F2= 256 Н/мм²

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2= 120,2 Н/мм²<[σ]_F1= 294 Н/мм².

где m- модуль зацепления, мм;

b₂- ширина зубчатого венца колеса;

F_t- окружная сила в зацеплении, Н;

K_Fα- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубыхпередач определяем K_Fα=l.

K_Fβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес K_Fβ = 1.

K_Fυ- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степениточности передачи, K_Fυ = 1,18.

Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьевшестерни z₁ = 27 и колеса z₂ = 126. Интерполяцией находим Y_F1 = 3,8и Y_F2 = 3,608

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колёс Y_β= 1.

[σ]_F1и [σ]_F2- допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².[σ]_F1 = 294 Н/мм²и [σ]_F2= 256 Н/мм²

5.3.5 Параметры зубчатой цилиндрической передачи сведены в таблице 11.

Таблица – 11 Параметры зубчатой цилиндрической передачи

В миллиметрах

Проектный расчёт
Параметр		Значение	Параметр		Значение
Межосевое расстояние aω		240
Модуль зацепления m		3	Диаметр делительной окружности: шестерниd1 колеса d2
Ширина зубчатого венца: шестерниb1 колеса b2		56 53			90 390
Число зубьев: шестерниz1 колеса z2		30 130	Диаметр окружности вершин: шестерни da1 колеса da2		96 396
Вид зубьев		прямозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни df1 колесаdf2		82,8 382,8
Проверочный расчёт
Параметр		Допускаемые Значения		Расчётные значения			Примечание
Контактные напряжения [σ]H, Н/мм^2		514,3		474,4			-7,8 %
Напряжения изгиба,Н/мм^2	σF1	294		114,1			-61,2 %
	σF2	256		120,2			-53%

6. Нагрузки валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы
Цилиндрическая косозубая	окружная	Ft1 = Ft2=2224,3	Ft2= = 2224,3
	радиальная	Fr1 = Fr2=822,2	Fr2 = Fr2 822,2 =20 ,
	осевая	Fa1=Fa2=392,3	Fa2= Ft2tgβ = 392,3

Таблица 12 – Силы в зацеплении закрытой передачи Размеры в Ньютонах

Определение консольных сил.

Таблица 13 – Консольные силы. Размеры в Ньютонах

Вид открытой передачи	Характер силы по направлению	Значение силы
Цилиндрическая прямозубая		на шестерне	на колесе
	окружная	Ft1оп= Ft2=4372,3	Ft2оп=
	радиальная	Fr1оп = Fr2=	Fr2оп= Ft2 = =20 ,
Муфта	радиальная	На шестерне
		FM1= 50 …125 = 910,8 T1 – см. табл 4.

7 Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора

7.1 Выбор материалов валов

Для изготовления валов выбираем легированную сталь 40Х.

Таблица 14 – Механические характеристики стали

Марка стали	Термообработка	Твёрдость заготовки	σв		σТ	σ-1
			Н/мм^2
40Х	У	269… 302 НВ	900	750			410

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчёт валов выполняем по напряжениям кручения (Как при чистом кручении), то есть при этом не учитываем напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчёта допускаемые напряжения на кручение применяем заниженными : [τ]_к = 10 … 20 Н/мм². При этом меньшее значения [τ]_к– для быстроходных валов, большее [τ]_{к –} для тихоходных валов.

7.3 Определение геометрических параметров ступней валов

Цель проектного расчёта – ориентировочное определение геометрических размеров каждой ступни вала: ее диаметра dдлинны l (таблица 15)

Таблица 15 – Определение размеров ступней валов одноступенчатого цилиндрического редуктора, Размеры в миллиметрах

Ступень вала и её параметры		Вал –шестерня Цилиндрическая		Вал колеса
1		2		3
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1		d1 = = 29,83 Округляем: d1=30		d1 = = 37,1 Округляем :d1 = 38
	l1		l1= (1,0 … 1,5) d1 – под шестерню
			l1 =45			l1 =57 Округляем: l1 = 56
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2		D2=d1 +2t
			d2=34,4 Округляем: 35		d2= 43 Округляем: 45

Продолжение таблицы 15

1		2	3
	l2	l2=1,5d2=52,5 Округляем: l2 = 53	l2=1,5d2=50
3-я под шестерню, колесо	d3	d3=d2+3,2r
		d3= 43 Округляем: 42 d3 df1=47,4 d3 da1=55,25	d3=54,6 округляем: 56
	l3	l3 определяем графически на эскизной компоновке
4-ая под подшипник	d4	d4=d2
		d4=35	d4=45
	l4	l4 = B – для шариковых подшипников
		l4=17	l4=19

7.4 Предварительный выбор подшипников качения

7.4.1 Определяем тип, серию и схему установки подшипников.

Для цилиндрической косозубой передачи выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии (схема установки – враспор).

7.4.2 Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра dвнутреннего кольца, равного диаметру второй d₂ и четвертой d₄ступеней вала под подшипники и выписываем размеры, сводя их в таблицу 16.

Вал	Размеры ступеней, мм					Подшипники
	d1	d2	d3	d4	Типоразмер		dхDхB, мм	динамическая грузоподъем- ность Cr, кН	Статическая грузоподъемность, С0r, кН
	l1	l2	l3	l4
Быстро-ходный	30	35	42	35	207		35х72х17	25,2	13,7
	45	53	58	17
Тихо-ходный	38	45	56	45	209		45х85х19	33,2	18,6
	57	50	58	19

Таблицу 16 – Параметры ступней валов и подшипников

8 Расчетная схема валов редуктора

8.1 Определение реакций в опорах подшипников быстроходного вала

Дано:F_t1= 1879,6Н;F_r1=694,3 Н;F_al= 325,7 Н; F_on= 762,8 Н;d₁= 48,7мм; l_Б = 71 мм; l_оп = 86,5 мм.

8.1. 1 Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

₃ = 0; R_Ay*l_Б– F_r1*l_Б / 2 + F_A1 * d₁/2=0

R_Ay= = 235,4 H.

₃=0; F_r1*l_Б/2+F_a1*d₁/2-R_By*l_Б=0

R_By= =458,9 Н.

Проверка: =-R_Ay+F_r1-R­_By=0.

Условие равновесия = 0 выполняется, следовательно, реакции опор найдены верно.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1.. .4, Н-м (рисунок 1 ):

М_х1 = 0;

М_х2 = -R_Ay*l_Б/2=-8,4Hм;

М_х3=0;

М_х4 = 0;

М_х2=–R_By*l_Б/2=-16,3 Н м.

8.1.2 Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

M₃=0; -R_Ax*l_Б+F_t1*l_Б/2+F_M*l_М = 0 Н.

R_Ax= =1896,1 Н

М₁=0;-F_t1*l_Б/2+R_Bx*l_Б+F_M*(l_Б+l_М)= 0

R_Bx= = - 752,3 Н

Проверка: X=R_Ax – F_t1 + R_Bx+F_M=0

Условие равновесия X = 0 выполняется, следовательно, реакции опор найдены верно.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно осиYв характер­ных сечениях 1...3, Н-м (рисунок 1):

М_у1 = 0;

M_v2= R_Ax-l_B/2 =66,4 Н м;

М_у3 =F_M*l_M = 66 Н м

М_у4= 0

8.1.3 Строим эпюру крутящих моментов, Н-м (рисунок 1):

M_к = M_z = F_t1*d₁/2 = 45,8 Н м.

8.1.4 Определяем суммарные радиальные реакции, Н

R_A= 1883,9 Н

R_B= 881,2 Н

8.1.5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагружен­ных сечениях, Н м:

M₂= Н м;

M₃= = 66 Н м.

8.2 Определение реакций в опорах подшипников тихоходного вала

Дано:F_t2⁼ H; F_r2 = 694,3Н;F_a2 =325,7H ;d₂=247,2мм; l_т = 72 мм; l_оп = 66 мм.

8.2.1 Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

M₄=0; -F_r1оп*(l_оп + l_T) – R_Cy*l_T+ F_ra*l_T/2 + F_a2*d₂/2 = 0;

R_Cy=

M₂=0; -F_r1оп*l_оп –F_r2*l_T/2+F_r2*d₂/2+R_Dy*l = 0

R_Dy= = 1191,4 Н

Проверка: Y = F_r1оп+R_Cy – F_r2 + R_Dy=0

Условие равновесия Y= 0 выполняется, следовательно, реакции опор найдены верно.

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси X в характерных сечениях 1.. .4, Н-м (рисунок 2):

М_х1 = 0;

М_х2 = F_r1оп*l_оп = 86,1 Н м.

M_х3 = F_r1оп*(l_оп+l_T/2) +R_Cy*l_T/2 = 68,2 Н м.

М_х4 = 0;

М_х3 =R_Dy*l_T/2 = 42,9 Н м.

2. Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции, Н:

M₄=0; -F_t1оп*(l_оп + l_T) + R_Cx*l_T– F_t2*l_T/2= 0

R_Cx= =7807,4 7807,4 Н

M₂=0; -F_t1оп*l_оп+F_t2*l_T/2-R_Dx*l_T = 0

R_Dx= = - 2344,7 Н

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно осиYв характер­ных сечениях 2.. .4, Н-м (рисунок 2):

М_у] = 0;

M_y2= F_t1on*l_on=-236,5 Н-м.

М_уз = _Ft1on*(l_on+ l_T/2)– R_Cx* l_T/2= 84,4 Н-м.

M_y4 = 0.

2. Строим эпюру крутящих моментов, Н-м (рисунок 2):

M_k = M_z = F_t2 * d₂/2 =146 Н-м.

2. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

R_C= =8012,5 Н-м.

R_D= =2630 Н-м.

8.2.5 Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагружен­ных сечениях, Н-м:

M₂= =251,7 Н-м

M₃= =108,5 Н-м.

9 Конструктивная компоновка привода

9.1 Конструирование зубчатых колес. Конструирование валов

В таблице 17 приведены расчеты конструктивных элементов зубчатых колес: обода, ступицы, диска.

Таблица 17 – Конструкция цилиндрических зубчатых колес

Размеры в миллиметрах

Элемент колеса	Параметр	Способ получения заготовки
Обод		­в – ковка, г – штамповка
	Диаметр	da= 100…500 мм
	Толщина	S=2,2*3+0.05*1,5 + 0,05 *32,64=8.307
Ступица	Ширина	b2= 32,64(табл 4.5)
	Диаметр внутренний	d=d3=42(табл. 7.1)
	Диаметр наружный	dст= 1,55*42=65,1при соединении шпоночном и с натягом
	Толщина	ст 0,3d=0,3*32.64=9.792
Диск	Длинна	lст=(1,0…1,5)d=1.0*42=42
	Толщина	С= 0,5(S+ ст) b2 C=9.05 8.16

При u = 4 цилиндрическая шестерня выполняется заодно с валом.

Для передачи вращающего момента редукторной парой применяем шпоночные соединения и соединения с натягом.