Одноступенчатый конический редуктор

                            ( стр 155)

Колеса:

Шестерни:  

      4.2 Определяем внешнее конусное расстояние

       

      4.3 Определяем ширину венца шестерни и колеса

        в = к_ве*R_e = 0,285*118,4=33,7 мм

      4.4 Определяем модуль

       

Руководствуясь  СТ СЭВ 310-76 ( стр 116) принимаем m_te=3 
 
 

     4.5 Определяем углы делительных конусов

    

5. Определяем число зубьев шестерни и колеса

     5.1 Число зубьев колеса:

       

     5.3 Число зубьев шестерни:

          ([1], стр.180)

     

6. Уточняем передаточное число

     Определяем  фактическое передаточное число  по формуле:

     

     Погрешность значения фактического передаточного  числа от номинального значения:

 что допустимо даже для  стандартных редукторов ([2], стр.137).

      За  передаточное число редуктора принимаем  u = 3,15

Сводная таблица параметров конического зацепления без смещения

 
 

7. Проверка зубьев на выносливость по контактными напряжениям

      7.1 Определяем коэффициент расчетной нагрузки

К_н = К_нβ х К_нv       ([1] стр.127)

Ранее было найдено: К_нβ =1,06*10³

      Для того, чтобы найти коэффициент  динамической нагрузки по контактным напряжениям К_нv необходимо определить окружную скорость ведомого вала

      

      

      Учитывая, что V₂ = 0,85  м/сек, по табл. 8.3 [1] назначаем 9^ую степень точности.

      Далее по таблице 8.3 [2] находим К_нv = 1,01

К_н = 1,01 х 1,06 = 1,07

      7.2 Определяем расчетные контактные напряжения по формуле 8.43 [1]

, где

  d_m1 =  72 мм                 К_н  = 1,07                α =20˚            E_пр=2*10⁵ МПа

 в_w = 33,7 мм        T₂ =   124 Нм        U=3,15 

8. Сопоставление расчетного и допускаемого напряжений

      8.1 Сравниваем расчетное контактное напряжение с допускаемым контактным напряжением:

      8.2 Определяем недогрузку передачи:

Условие выполнено. 
 

9. Определение усилий в зацеплении

      9.1 Окружную силу определяем по формуле:

      (8.5 [1])

      9.2 Радиальную и нормальную силу определяем по формулам:

10. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

      Определяем расчетное напряжение для колеса по формуле 8.40 [1]

, где

Y_F=3,73 – коэффициент формы зуба определяем по графику 8.20 [1]

При х = 0 (без смещения)

К_F – коэффициент расчетной нагрузки определяем по формуле:

К_F = К_Fβ х К_FV         (стр.127, [1])

К_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки определяем по формуле:

К_Fβ =1+(К_Нβ-1)*1,5=1+(1,07-1)*1,5= 1,105                                  (стр.156, [1])

К_FV – коэффициент динамической нагрузки, по таблице 8.3 [1]               

К_FV = 1,03

                                       

Получим:  для колеса

11. Составление расчетных и допускаемых напряжений изгиба

      11.1 Сравниваем расчетные напряжения изгиба с допускаемыми напряжениями изгиба

                         Условие прочности соблюдается. 
 

12  Расчет цепной передачи 

     Некоторые параметры: расположение линии центра передом к кожуху. Принимаем под углом не более 60^◦, передача открытая, работает в пыльных помещениях, регулируется передвижением оси малой звёздочки, цепь роликовая.

     n₁=n_II=466,65мин ^{– 1}

     u=3

      кВт

     12.1 Число зубьев

Назначаем Z₁ =25 для i=3 (c. 286, /1/).

      Z₁ – число зубьев малой звёздочки

      Z₂ = Z₁ ·i =25^.3=75<Z_2max=120

     12.2 Расчетная мощность передачи

Р_Р =Р₁· К_э· К_z· К_n (формула 13.26/1/)

где  Р₁=6,06 кВт

       К_э – коэффициент эксплуатации

       К_э= К_д К_а К_н К_рег К_с К_реж (формула 13.22/1/)

     где

     К_д – коэффициент динамической нагрузки;

     К_а – коэффициент межосевого расстояния;

     К_н – коэффициент наклона передачи к горизонту;

     К_рег – коэффициент регулировки цепи;

     К_с – коэффициент смазки и загрязнения;

     К_реж– коэффициент режима работы.

     К_д =1

     К_а =1

     К_н =1

     К_рег =1

     К_с =1,3 
 

     К_реж =0,9 (табл. 13.2, 13.3,/2/)

    К_э= 1^.1^.1^.1^.0,9^.1,3=1,17

  - коэффициент числа зубьев

  - коэффициент частоты вращения (формула 13.23/1/)

     где Z₀₁=25 (стр. 289/2/)

     n₀₁=200 (табл. 13.1/2/)

    К_z=1

    K_n=0,9 
 

Р_Р =6,06^.1,17^.1^.0,9=6,4 кВт

     Принимаем коэффициент рядности К_ряд=1

     12.3 Выбор цепи:

     Приводная роликовая однорядная цепь ПР-19,05-32000*(ГОСТ 13568 – 75): шаг цепи р_ц=19,05 мм, диаметр валика d= 5,96 мм, длина втулки B= 17,75 мм,

[P_р ] =4,80 кВт (табл. 13.4,/1/).

     12.4 Скорость цепи:

м/с

     По  таблице 13.3/2/ назначаем для удовлетворительной смазки густую внутришарнирную смазку.

     12.5 Геометрические параметры передачи:

     Межосевое расстояние назначаем по рекомендации 13.5/1/ 

     

     

а=40Р_ц =40^. 19,05=762 мм

     Число звеньев в цепи

     L_р=130

     Уточняем  а (формула 13.7/1/) 

мм 

     Принимаем, а=734 мм

     12.6 Диаметр звездочек (формула 13.8/1/)

мм

мм

     12.7 Проверка износостойкости шарниров цепи

     Давление  в шарнире в цепи (формула 13.16/1/)

                                                                                             (1)

     где

     F_t – окружная сила

      Н

     [Р]  – допускаемое давление в шарнире  цепи (формула 13.21/1/)

     

          где

          =30 (табл. 13.1/1/)

         

     Условие (1) выполняется. 

     Проверим  возможность резонансных колебаний (формула 13.14/1/)

     где

     q=2,6 кг/м (табл. 7.15/3/)

мин ^{– 1}<n₁=466,65мин ^{– 1}

13. Проектный расчет валов

      13.1 Ведомый вал

      Ведомый вал редуктора передает крутящий момент Т₂ = 124 Нм.

      13.1 По формуле (15.1 [1]) приближенного оцениваем средний диаметр  

      ведомого  вала при [ ]=14 МПа (для редукторных валов):

      13.2 Разрабатываем конструкцию вала и по эскизной компоновке оцениваем его размеры. 
 
 
 

Эскиз ведомого вала

      13.3 Диаметр выходного конца ведомого вала:

Принимаем = 35 мм

      13.4 Диаметр вала под подшипник:

d_п2 = d_2вых + 2t = 35 + 2 х 7 = 49 мм