Расчет привода с цилиндрическим редуктором и ременной передачей

     2.7 Определение геометрических размеров зубчатых колёс

Определим диаметры делительных окружностей:

               d3 =m *z3;             d4=m*z;

               d3=2,5*20;             d4=2,5*84;

               d3=50 мм;              d4=210;

              

    Определим  диаметры окружностей вершин:

               d_a3 = d₃ + 2m ;                d_a4 = d₄ + 2m;

               d_{a3 =}    50+2*2,5;              d_a4 : =210+2*2,5;

               d_{a3 =}55 мм;                      d_a4; =215 мм;

              

    Определим диаметры окружностей впадин:

 

               d_f3 = d₃ – 2.5m ;         d_f4 = d₄ – 2.5m ;

               d_f3  =50-6,25;             d_f4=210-6,25;

              d_f3 =43,75 мм;            d_f4 =203,75 мм;

     
 

       Ширина зубчатого венца:

     

       

         

         

     Принимаем b₄ = 41мм.

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

     Проверка  межосевого расстояния:

     

    

2.8 Проверочные  расчёты.

2.8.1 Определение окружной скорости

          V34=W3* d3/2 *10^-3;

          V34=149,15*50/2 *10^-3;

          V34=3,728 м/с;

       Принимаем 3 м/с;

     Рекомендуемая  степень точности 8-я      табл. 5.2 [2]

   

     Уточняем  коэффициенты нагрузки К_Н, К_F:

          

                       Коэффициенты нагрузки находятся  по следующим зависимостям:

  при расчёте  на контактную выносливость: К_Н = К_Нb × К_НV

  при расчёте  на изгибную выносливость:     К_F = К_Fb × К_FV, 

где К_Нb, К_Fb - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;  

 К_НV, К_FV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

 Схема закрепления зубчатых колёс

 

 Рисунок 2.2

    По  графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс  находим значения коэффициентов:

                                                     К_Нb = 1,035; 

                                                 К_Fb = 1,09 ;     

     

     Определяем коэффициенты К_НV и К_FV .Они зависят от:

      - окружной скорости: V34=3,728 м/с;

      - степени точности: 8;

      - типа передачи: прямозубая;

      -твердости :Hhb<350 HB; 

К_НV = 1,12    табл. 5.3 [2]

К_FV = 1,29      табл. 5.4 [2] 

    Таким  образом: 

          К_Н = 1,035 × 1,12;        К_F = 1,09 × 1,29;

           К_Н=1,1592;                  К_F=1,4061; 
 

2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям:

 

       

    

    Недогруз  передачи не превышает 10%, значит  находится в пределах допустимого. 

   2.8.3 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

      10^3;

      10^3;

      где   Y_F3 = 4,08 и Y_F4 = 3,59 – коэффициенты прочности зубьев шестерни и   колеса.     табл. 2.10  [2] 

   

    Вывод:  передача работоспособна по всем  критериям. 

2.9 Силы, действующие  в зацеплении 
 
 
 

      Окружная  сила: 
 

                  

        Радиальная сила:         

      

    2.10 Итоговая таблица параметров

     Таблица 2.2

 

 

         3 Компоновка редуктора

 3.1 Конструктивные  размеры корпуса редуктора.

      Расстояние между зубчатыми колёсами и стенками корпуса:

,

         где L –габарит передачи

        Принимаем

        Толщина стенок корпуса и крышки:

         

          мм       Принимаем d = 8мм.

                  Диаметры болтов:

•     Фундаментальных: d₁ = 0.036 × a +12 = 0.036 × 190 + 12 = 18,8 => принимаем фундаментальные болты с резьбой М20;
• Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: d₂ = (0.7 - 0.75)d₁    

d₂ = 0.75 ×20  = 15 мм; принимаем болты с резьбой М16;

• Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d₃ = (0.5 – 0.6) d₁ =0,6 ×20 =12мм  принимаем болты с резьбой М12.

          
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3.2 Ориентировочный  расчёт валов.

     3.2.1 Расчёт быстроходного вала 2-3.

Эскиз входного вала 2-3.

        

      Рисунок 3.1

     , где Т₂₃ – момент на входном валу 2-3, Н×м;

     мм  принимаем d_В3 = 40 мм ( согласовав с электродвигателем); 

     хвостовик конический   табл. 24.27 [1].

    Диаметр  участка вала под подшипник:  d_П3 = d_В3 +2 ×t

    где  t – высота заплечника t = 2 стр.42 [1]

     d_П3 = 40 +2 × 2 = 44;  Принимаем d_П3 = 45мм.

    Диаметр  буртика подшипника:

    где, r – координата фаски подшипника, мм   r = 2,5 мм  стр.42 [1].

    мм   Принимаем d_БП3 = 54 мм.

      
 
 
 
 
 
 
 
 

     3.2.2 Расчёт выходного вала 4.

Эскиз выходного вала 4

      

      Рисунок 3.2

       , где Т₄ – момент на выходном валу 4;

       мм    принимаем d_В4 = 50 мм;

      хвостовик конический.    табл. 24.27 [1].

              ,   где t_кон – высота заплечника, t_кон – 2,3   стр.42 [1] 

                      мм      принимаем d_П4 = 55 мм.

         ,  r = 3  мм  стр. 42 [1]

       мм      принимаем  d_БП4  =  64 мм.

              d _К4 ≥ d_П4 = 58 мм.

      d_БК4 ³ d_К4 + 3×f , f = 1,6мм    стр.42 [1]

      d_БК4 ³ 58 + 3×1,6 ³ 62,8 мм  Принимаем   d_БК4 = 64мм

              
 
 
 
 
 
 
 
 

    3.3 Подбор подшипников.

          Так как в зацеплении нет осевых сил, то принимаем наиболее удобные и  дешевые шариковые радиальные однорядные подшипники.

Эскиз подшипника

Рисунок 3.3

      Подшипники шариковые радиальные  однорядные ГОСТ 8338-75

    Таблица  3.1