Расчет редуктора

    Принемаем характеристики цепи по табл. 3.4 и 3.5[2]

      

    t= 31,75мм;

    d= 9,5мм;

    b= 27,46мм;

    i_p=1;

    q_m=3,8кг/м;

    [n]=7,4;

     =88500 

    Диаметры  делительных окружностей ведущей  D₃ и ведомой D₄ звездочек: 
 
 
 

    Определяем  скорость цепи: 
 

    Сила  тяги: 
 

    Давление  в шарнире цепи: 
 

    По  табл.3.3[2] записываем допускаемое давление [q]=35мПа. Проверяем условие ограничения быстроты износа шарниров цепи, при котором обеспечивается долговечность в пределах рекомендуемых норм не менее 3000...5000 часов; 
 
 

    Находим предварительное межосевое расстояние: 
 

    Число звеньев цепи: 
 
 

    округляем получившиеся результат до целого четного  числа i=140 мм. 

    Уточняем  межосевое расстояние: 
 

    в формулу  подставляем числовые данные: 
 

    Длина цепи: 
 

    Натяжение цепи от собственого веса:

                                        (3.15)

      где коэффициент угла наклона передачи к горизонту, принемаем равным 1,5;

    Подстваляем в формулу (3.15) данные: 
 

    Натяжение цепи от центробежной силы: 
 
 
 

    Проверка  запаса прочности цепи: 
 

    По  табл. 3.4[2] значение коэффициента запаса прочности принемаем [n]=7,4Н

    . 

    Нагрузка  на валы цепной передичи: 

 

    

    4. Расчет редуктора

    4.1. Расчет зубчатых  колес. 

    Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками  (см. табл. 3.3[1])

                 сталь                                : 40Х

                  термическая обработка :поверхностная закалка с нагревом ТВЧ                                                                                                                        

                 твердость                        : HRC  55

    По  табл. 3.2[1] для стали с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической  обработкой  

    K_HL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL— 1; коэффициент безопасности[S_H]=1,2.

    Для прямозубых колес расчетное допускаемое  контактное напряжение: 

    Коэффициент К_Нβ, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см.схему привода), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Нβ=1,25.

      Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца

    по  межосевому расстоянию: 

    Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев: 

    В формулу 4.3 потставляем числовое значение: 
 

    где для косозубых колес 49,5 а передаточное число нашего редуктора .

    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 140 мм (см. с. 36[1]).

    Нормальный  модуль зацепления принимаем по следующей  рекомендации: 

    принимаем по ГОСТ 9563-60* = 2 мм (см. с. 36[1]). 

    Определим числа зубьев шестерни и колеса: 

    Принемаем ; тогда

     

    принемаем  

    Основные  размеры шестерни и колеса:

    диаметры  делительные: 
 
 

    Проверка: 

    диаметры  вершин зубьев: 

    +

    ширина  колеса: 

    ширина  шестерни: 
 

    Определяем  коэффициента ширины по диаметру: 

    Окружная  скорость колес и степень точности передачи: 

    При такой скорости для прямозубых колес  следует принять 7-ю степень точности. 

    Коэффициент нагрузки

    K_H=K_HβK_HαK_Hv.                                           (4.16)

    Значения  даны в табл. 3.5[1]; при Ѱ_bd = 1,6, твердости НВ ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hβ ≈1,22.

    По  табл. 3.4[1] при V = 0,91 м/с и 7-й степени точностиK_Hα=1,02. По табл. 3.6[1] для прямозубых колес при V≤5 м/с имеем K_Hv не существует. Таким образом, К_H = 1,22* 1,02 = 1,24. 

    Проверка  контактных напряжений: 
 
 

    Силы, действующие в зацеплении: 

      
 

    Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба: 

    Здесь коэффициент нагрузки: 

    По  табл. 3.7[1] при, твердости НВ≤350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] K_Fv=1,15. Таким образом, коэффициент ; Y_F -коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

    у шестерни     z_v1=z₁=19;

    у колеса          z_v2=z₂=120;

    Y_F1=4,06 и Y_F2=3,6. 

    Допускаемое напряжение по формуле: 

    По  табл. 3.9[1] для стали 40Х поверхностной закалкой с нагревом ТВЧ HB ≤ 350 

    Коэффициент безопасности: [S_F]= [S_F]’ [S_F]’’,                                            (4.24)

    где [S_F]’=1,75(по табл.3.9[1]), [S_F]’’=1 (для поковок и штамповок ). Следовательно [S_F]=1,75.

    Подставляем в формулу (4.23) числовые данные: 

    Находим отношения : 
 

    Дальнейший  расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение  меньше.

    Определяем  коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями: 

    где для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 7-й степени точности.

    Проверяем прочность зуба колеса по формуле (4.21): 

 

    4.2. Конструктивные размеры редуктора.

    Толщина стенок корпуса и крышки:

    26)

принимаем δ= 8мм; 

принимаем

    Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:                                                                       

верхнего  пояса корпуса и пояса крышки 
 

нижнего пояса корпуса 

принимаем

    Диаметр болтов:

фундаментных  

крепящих  крышку к корпусу у подшипников 

соединяющих крышку с корпусом 

    Подставляем числовые значения в формулы (4.31), (4.32), (4.33): 

принимаем болты с резьбой М16; 

принимаем болты с резьбой М12; 

принимаем болты  с резьбой М8. 

    4.3. Проверка долговечности подшипника.

    В е д у щ и й в а л. Из предыдущих расчетов имеем ,         , ; из первого этапа компоновки l₁=48,5 мм.

    Реакции опор:

в плоскости  xz 

в плоскости  yz 
 

    Подставляем числовые значения в формулы (4.35), (4.36):