3.9. Определение окружной скорости вращения ремня.

v= (·d₁·n_эд)/60 = 6,7 м/c

3.10. Определение силы натяжения ветви ремня.

Рассчитаем силу натяжения ветви ремня по формуле (7.30), источник №1, стр. 136.

Коэффициент = 0,1 (для ремня типа А) берем из стандартного ряда (источник №1, стр. 136).

3.11. Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи.

Данная сила рассчитывается по формуле (7.31), источник №1, стр. 136.

F_B= 2F₀ zsin(₁/2) = 2·165,5·2·0,9832 =651H

3.12 Определение ширины обода шкива

Ширина обода шкива рассчитывается по формуле, источник №1, стр. 138.

В_ш= (z-1)·e+2·f, где по ГОСТ 20889-80: е=15,0f=10,0

В_ш= (2-1)·15,0 +10,0·2 = 35 мм

Клиноременная передача по ГОСТ 17383-73

Расчет закрытой конической зубчатой передачи

90

Проектный расчет закрытой конической передачи выполняется на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба, чтобы установить не появляется ли усталостное разрушение зубьев.

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 38 кН·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 144,45 кН·м

Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами, i_кон= 4

4.1. Выбор материала для передачи.

Примем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ1=270, для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ2=245

4.2. Проектировочный расчет выносливость передачи по контактным напряжениям.

4.2.1. Определение допускаемого контактного напряжения для колеса.

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение

Примем (по условиям проекта),; [S_H] = 1,2.

[_H2] =467 МПа, где_{Hlim b} = 2HВ2 +70 = 560 МПа

К_HL=1,0 - коэффициент долговечности, [S_H]=1,2 - коэффициент безопасности

4.2.2. Определение внешнего делительного диаметра колеса.

Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12289-76 примем

По условию проекта у нас прямозубое колесо, тогда K_d= 99

Коэффициент K_H (из таблицы 3.1, источник №1, стр. 32) примем равным 1,3

Далее определим внешний делительный диаметр колеса.

249 мм

По ГОСТ 12289-76 d_e2округлим до 250 мм

4.3. Расчет геометрических параметров передачи.

4.3.1. Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Выберем число зубьев шестерни равным 20.

z_{1 шест.} = 20

Тогда число зубьев колеса будет равно z_{2 кол.} =i_кон.·z_{1 шест.} = 4∙20= 80

4.3.2. Определение внешнего окружного модуля.

Внешний окружной модуль определим по формуле

m_e =d_e2 /z₂= 250/80= 3,125 мм

4.3.3. Определение углов делительных конусов.

Определим углы делительных конусов ₁и₂ .

Для колеса: ₂=arctgi_кон.=75,96^O

Для шестерни: ₁ = 90^O -₂= 90^O–72,39^O= 14,04^O

4.3.4. Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

R_e= 0,5m_e√z₁²+z₂²= 0,5·3,125√(20²+80²)=129 мм

Ширина зуба рассчитывается по источнику №1, стр. 342.

b=ψ_bRe·R_e= 0,285·129=37мм

4.3.5. Определение внешнего делительного диаметра шестерни.

d_е1 =m_е·z₁= 3,125·20 = 62,5мм

4.3.6. Определение среднего конусного расстояния.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

R=R_e-0,5b= 129–0,5·36,77 = 110,6 мм

4.3.7. Определение среднего окружного модуля.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Средний окружной модуль: m=m_e·R/R_e= 3,125·110,6/129 = 2,7 мм

4.3.8. Определение среднего делительного диаметра.

- шестерни: d₁=m·z₁= 2,7·20 = 54 мм

- колеса: d₂=m·z₂= 2,7·80=216 мм

4.3.9. Определение параметров зубьев.

- внешняя высота головки зуба: h_ae=m_e= 3,125 мм

- внешняя высота ножки зуба h_fe= 1,2m_e= 3,75 мм

4.3.10. Определение внешнего диаметра вершин зубьев.

- шестерни: d_ae1=d_e1+ 2h_aecos₁=62,5 +2·3,125·0,97= 68,6 мм

- колеса: d_ae2=d_e2+ 2h_aecos₂= 250 +2·3,125·0,243= 251,5 мм

4.3.11. Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

ψ_bd = b/d₁ = 36,77/54 = 0,68

4.3.12. Определение средней окружной скорости зубчатых колес.

v = (·d1·n1)/60 = 1,34 м/с

4.4. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям.

Выполним проверочный расчет по формуле (3.27.), источник №1, стр. 47. При этом возьмем коэффициент нагрузки K_H =K_Hα·K_Hβ·K_Hν = 1,0·1,3·1,05 = 1,37 (источник №1, стр. 48)

= 467 МПа (см. 4.2.1.)

>- условие прочности по контактным напряжениям выполняется

∆=(467-465)/467·100%=0,4%<10% - недогрузка в установленных пределах

4.5. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

4.5.1. Определение коэффициента нагрузки K_F

Т.к. в редукторе будет использоваться коническая передача, то степень точности возьмем равной 7. Расчет проведем по формуле 3.22. (источник №1, стр. 41). Значение = 1,59 (таблица 3.7, источник №1, стр. 43). ЗначениеK_Fv= 1,15 (таблица 3.8, источник №1, стр. 43).

Итак, K_F=K_Fβ·K_Fv= 1,59·1,15=1,83

4.5.2. Определение окружной силы в зубчатом зацеплении.

Определим окружную силу по формуле

F_t = 2M₁/d₁ = 2·38·1000/54 = 1407,5 Н

4.5.3. Определение коэффициента формы зуба.

Значение Y_F1= 4,09 т.к.z₁ = 20

Значение Y_F2= 3,61 т.к. .z₂ = 80

(Источник №1, стр. 42).

4.5.4. Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

Примем по источнику №1 (табл. 3.9, стр. 44)[S_F1]’ = 1,75; [S_F1]’’= 1,0

По формуле (3.24), источник №1, стр. 43, получаем:

[σF1]/YF1 = 68 МП

[σF2]/YF2 = 68,8 МПа

[σF1]/YF1 < [σF2]/YF2 , следовательно расчет ведем для зубьев шестерни

4.5.5. Определение напряжения изгиба.

σ_F1 = (F_t∙K_f∙Y_f)/(_f∙b∙m) = (1407,5∙1,83∙3,61)/(1,67∙36,77∙2,7) = 56 МПа

> _{- следовательно условие прочности по напряжениям изгиба выполняется}

Проектировочный расчет валов редуктора

Исходные данные.

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 38 ·10³ Н·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 144,45 ·10³ Н·м

5.1. Определение диаметров концевой части валов редуктора.

Расчет произведем по формуле (8.16.), источник №1, стр. 161;

[τ_к] для ведущего вала редуктора = 30 МПа

[τ_к] для ведомого вала редуктора равно 35 МПа

Для ведущего вала: =19+5% = 20мм

Для ведомого вала: =28+5% = 30мм

5.2. Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником.

D_1К-П =d_к1+4 = 24 мм

D_2К-П =d_к2+4 = 34 мм

5.3. Определение диаметра вала под подшипником.

D_п1=d₁+6 = 30 мм – подшипник 46306 (ГОСТ 831-75, Средняя узкая серия, а = 26⁰, стр. 140, источник №1)

D_п2=d₂+5 = 40 мм - подшипник 46308 (ГОСТ 831-75, Средняя узкая серия, а = 26⁰, стр. 140, источник №1)

5.4. Определение диаметра вала между подшипниками.

D_1п-п =D_1п-2 = 28 мм

D_2п-п =D_2п-2 = 38 мм

5.5. Определение диаметра вала под ступицей.

D_в d_к – консольное расположение деталей относительно подшипников

D_{в 1} = 25 мм

D_{в 2} = 28 мм

5.6. Определение диаметра буртика.

d = (20 – 40 )

h = 4 мм

D_б1 = D_п1 +2h = 30 + 24 = 38 мм

D_б2 = D_п2 +2h = 40 + 24 = 48 мм

5.7. Определение диаметра резьбовой части на конце вала.

D_рк1 = D_в1 – (2÷5) = 16 мм (ГОСТ 11871-80) Круглая гайка шлицевая

D_рк2 = D_к2 – (2÷5) = 24 мм (ГОСТ 11871-80) Круглая гайка шлицевая

Расчет конструктивных размеров зубчатых колес.

Расчет произведем по источнику №1 (табл. 10.1, стр. 233).

6.1. Определение длины ступицы.

L_СТ=(1,2-1,5)d_в

L_СТ1=(1,2-1,5)25 = 24-30 мм. ПримемL_ст= 37,5 мм

L_СТ2=(1,2-1,5)28 = 33,6-42 мм. ПримемL_ст= 38 мм

6.2. Определение диаметра ступицы.

d_СТ= 1,6d_в

d_СТ1= 1,6∙ 25 = 32 мм

d_СТ2= 1,6∙ 28 = 44,8 мм

6.3. Определение толщины обода.

Для конического колеса: ₀= (3-4)m= (3-4)2,7 = 10 мм

6.4. Определение толщины диска.

с = (0,1-0,17)Re=18 мм

6.5. Определение диаметров отверстий.

D_отв. = 230 мм (выбран конструктивно)

Тогда d_отв = 24 мм (диаметры отверстий)

Там же: z= 4 (число отверстий).

Расчет элементов корпуса редуктора.

Расчет произведем по формулам из табл. 10.2, источник №1, стр. 241

7.1. Определение толщины стенок корпуса и крышки.

Исходные данные: Re = 129 мм

Первоначально определим толщину стенок корпуса по следующей формуле:

мм.

Далее рассчитаем толщину стенок крышки согласно соотношению:

мм

Для надежности примем толщины стенок равными 8 мм.

7.2. Определение толщины поясов корпуса и крышки.

Толщину верхнего пояса корпуса рассчитаем согласно формуле: .

мм.

Толщину нижнего пояса корпуса, на основании соотношения: .

мм.

Толщина пояса крышки может быть определена по формуле:

мм.

7.3. Определение толщины ребер жесткости корпуса и крышки.

Расчет произведем по формулам:

m= (0.85-1)δ=6,8-8 мм

m₁=(0.85-1)δ₁ =6,8-8 мм

7.4. Определение диаметра крепежных болтов.

7.4.1. Фундаментные болты.

d₁= (0,05÷ 0,055)R_e+12 =19 мм

7.4.2. Болты у подшипников.

d₂= (0,7÷ 0,75)d₁= 13 мм

7.4.3. Болты, соединяющие пояса корпуса и крышки.

d₃= (0,5÷ 0,6)d₁= 10 мм

7.6. Определение наименьшего зазора между внутренними деталями и стенкой корпуса

А=(1÷1,2)

А=8÷9,6

7.7. Выбор условий смазки редуктора.

Смазывание зубчатых и червячных зацепление уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев деталей, а также предохраняет детали коррозии.

Для заливки масла и осмотра в крышке корпуса имеется окно, закрываемое крышкой.

Для удаления загрязненного масла и для промывки редуктора в нижней части корпуса делают отверстие под пробку с цилиндрической или конической резьбой. Маслоиспускательное отверстие выполняют на уровне днища или несколько ниже него.

Так как окружная скорость в зацеплении весьма мала, используется картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых и червячных колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.