Проектирования редуктора

   2.12.2. Найдем контактное напряжение в зубе

  

  

  327.271 МПа <420 МПа, условие прочности по контактным напряжениям выполнено, значит есть запас прочности. 

  2.13. Проверка  прочности зубьев по напряжениям  изгиба

  2.13.1. Коэффициент  нагрузки

  

  где [ 5, табл.4.4, 4.7]

  2.13.2. Найдем  числа зубьев эквивалентного колеса и методом интерполяции определим коэффициенты формы зуба

  

  

  Y_F1=3.75; Y_F2=3,6 [ 5, табл. 4.12]

  2.13.3. Коэффициент  компенсации погрешности

  

  2.13.4. Коэффициент  неравномерности  нагрузки

  

  где =1,5 - коэффициент торцового перекрытия,

         n =8 – степень точности зубчатых колес.

  

  2.13.5. Напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса

  

  

  условие прочности для закрытой передачи выполняется. 

3. Расчет открытой  клиноременной передачи

3.1. Выбор сечения ремня

Р _треб = 1,153 кВт

n _двиг = 1415 об/мин

тогда применяем  клиновые ремни нормального сечения  О

[6, стр.82]

3.2. Определение  минимально допустимого диаметра  ведущего шкива

Т _двиг = 7,79 Н·м, следовательно, d_1min = 63 мм

[6, табл.5.4]

3.3. Выбор расчетного  диаметра ведущего шкива

d ₁ = 71 мм

[6, табл. К40]

3.4. Определение  диаметра ведомого шкива

d ₂ = d ₁ ·И·(1 - ε) = 71·3.7(1 – 0.02) = 257.4 мм

 d ₂ = 250 мм

[6, табл. К40]

3.5. Определение  фактического передаточного числа

3.6. Определение ориентировочного межосевого расстояния

a ≥ 0.55 (d ₁ + d ₂ )+ h, где h=6мм

[6, табл. К31]

 a ≥ 0.55 (71 + 250 )+ 6

a = 182.5 мм

3.7. Определение  расчетной длины ремня

l = 900 мм  [6, табл. К31]

3.8. Уточнение  значения межосевого расстояния  по стандартной длине

 

3.9. Определение  угла обхвата ремнем ведущего  шкива

121.73 ^о > 120 ^о

3.10. Определение  скорости ремня

где [υ]=25 м/с

  м/с

υ < [υ]

3.11. Определение частоты пробегов ремня

где [U] = 30 c^-1

U < [U]

3.12. Определение  допускаемой мощности, передаваемой  клиновым ремнем

,

где [P₀]=0,56 кВт, С _p =0.9, C _α = 0,83, C _l = 1, C _z =0,95

[6, табл. 5.2]

3.13. Определение  количества клиновых ремней

 

3.14. Определение силы предварительного натяжения

3.15. Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней

3.16. Определение  силы натяжения ведущей F ₁ и ведомой F ₂ ветвей

3.17. Определение  силы давления на вал

3.18. Определение  ширины шкива

В _шк = (z-1)p + 2f, где p=12, f=8

[1, табл. 10.23, К40]

В _шк = (3-1)·12+2·8 = 40 мм

Проверочный расчет

3.19. Проверка  прочности одного клинового ремня  по максимальным напряжениям  в сечении ведущей ветви

где  , где А = 47мм²

, где Е _И = 80 мм²

, где ρ = 1300 кг/мм³

2.484 + 6.761 + 0.035 = 9.33 < 10

Вывод: один клиновый ремень выдержит максимальные напряжения в сечении ведущей ветви.  

  4. Расчет первого  вала редуктора

  4.1. Геометрические  размеры первого вала

  Первый  вал изготовляем в виде вала –  шестерни, т.к. передаточное число редуктора  больше 2,8. Первый вал – ступенчатый.

  

  

  Принимаем:     d_в1 = 20 мм

Найдем  диаметр под подшипники

  

Т.к. редуктор косозубый, то устанавливаем на первый вал радиальные шарикоподшипники легкой серии ГОСТ  8338 – 75.

                                                                  Таблица 2

   

  [6, табл. К27] 

  4.2. Силы, действующие на первый вал

   ,

   , 

  

  

  

  

4.3. Выполнение эпюр для первого вала

4.3.1. Рассмотрим  изгиб вала в вертикальной  плоскости:

  

 

Проверка:    

973.767 – 142.526 –  434.141 – 397.1=0

                                     0=0 

Участок 1 (слева)

          

      Рис.4.1 

Участок 2 (слева)

  

   

                                                                                                                                   

     Рис. 4.2 

Участок 3 (справа)

 

                                                                                                                                   
 

     Рис. 4.3 

   4.3.2. Рассмотрим  изгиб вала в горизонтальной  плоскости

    _,

   

    _, 

Проверка:    

- 540 + 1080 –540 = 0

                            0=0 
 
 
 
 
 

Участок 1 (слева)                                            

      

        

                                                                              

     Рис. 4.4 

Участок 2 (справа)

 

     

                                                             

 

            Рис. 4.5. 

   5. Расчет подшипников  первого вала по  динамической грузоподъемности

   5.1. Найдем  суммарные реакции в опорах 1 и  2

   

   

   Дальнейший  расчет будем вести по наиболее нагруженной  опоре – 2

   5.2. Найдем  отношения

   

   е=0,022 [ 5, табл.П5]

      x=0.56,  y=1.99

   V=1 , т.к. у подшипников вращается внутреннее кольцо

   5.3. Эквивалентная нагрузка, действующий на второй подшипник

   

   к _б= 1.1 , т.к. работа двухсменная

   к _т = 1, т.к. температура в редукторе < 100 ^oC

4. Долговечность подшипника

где , а₁=1, а₂=0,8, n₁=383 об/мин,

   Подшипник радиальный однорядный легкой серии №205 ГОСТ 8338 – 75  на первый вал устанавливать можно. 

   6. Расчет второго  вала

  6.1. Найдем  параметры участков второго вала

  

  

  Принимаем:     d_в2 = 30 мм, l _муф = 58 мм [6, табл. К21]

                          

  Найдем  диаметр под подшипники

  

                                                           

             Таблица 3

 

  [6, табл. К27]

  Диаметр под колесо

  d_к=d_n2+5=35+5=40мм

  Диаметр буртика

  d_бурт.= d_к+5=40+5=45мм 

  6.2. Силы, действующие на второй вал

   ,

   , 

  

   

    

6.3. Построим  эпюры для первого вала

6.3.1. Рассмотрим  изгиб вала в вертикальной  плоскости

  

 

Проверка: