σ_F = ≤ [σ_F]. 

     Здесь коэффициент нагрузки K_F = K_Fβ·K_Fν [1, стр.42] При ψ_bd = 1,1 твердости НВ ≤ 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор         K_Fβ = 1,13, K_Fν = 1,3. Таким образом, коэффициент       K_F = 1,13·1,3 = 1,469; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев [1, стр.46]

- коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки между  зубьями. При 2,86>1 и 8-й степени точности 

 

  

У шестерни: Z_ν1 = =   35

   У колеса:   Z_ν2 = =   111,3 

Y_F1 = 3,75и Y_F2 = 3,6 [1, стр.42]. 

    Допускаемое напряжение по формуле:

[σ_F] =  
 

    Для  стали 45 улучшенной при твердости  НВ ≤ 350  

= 1,8HB. 

    Для  шестерни: = 1,8·230 = 414 (МПа); 

    Для  колеса:   = 1,8·200 = 360 (МПа). 

[S_F] = [S_F]’[S_F]” – коэффициент безопасности, где

[S_F]’ = 1,75, [S_F]” = 1 (для поковок и штамповок).

Следовательно, [S_F] = 1,75. 

 

    Допускаемые  напряжения:

     

    для  шестерни: [ _F1] = = 236,6 (МПа);

   

    для  колеса: [ _F2] = = 205,7 (МПа).

    Находим  отношение  :

    для  шестерни:  = 63,1(МПа);

    для  колеса:   = 57,1 (МПа). 

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

    Определяем  коэффициенты Y_β и K_Fα [1, стр.46]: 

Y_β =

=0,92 

Проверяем прочность зуба по формуле

σ_F2 =

≤ [σ_F]; 

σ_F2 =

= 104,4(МПа)

       

σ_F2 < [σ_F2] =206 (МПа).

 

Условие прочности  выполнено.

III. Предварительный  расчет валов редуктора.

 

  Расчет  выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

  Крутящие  моменты в поперечных сечениях валов:

  ведущего         Т_к1=Т₁=

  ведомого        

  Ведущий вал:

  Диаметр выходного конца при допускаемом  напряжении [ ]=25 МПа

   

  

;

     Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_В1. У выбранного электродвигателя  диаметр вала d_дв = 42 мм.

     

      Выбираем МУВП по ГОСТ 21424—75 с  расточками полумуфт под d_дв = 42 мм и d_B1 = 32 мм. Примем под подшипниками d_п1 = 35 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

  Диаметр под подшипником примем d_п1=35; диаметр под шестерней d_к1=28

  По  ГОСТ 8338—75 выбираем манжет резиновый  армированный внутренним диаметром  d=36мм, d_y=36 мм.

  Ведомый вал:

  Диаметр выходного конца вала d_в2 определяем при допускаемом напряжении [ ]=25 МПа.              

                                       .

  Примем  d_в2=40(мм); диаметр под подшипниками d_п2=45(мм), под зубчатым колесом d_к2=50(мм). По ГОСТ 8752—79 выбираем d_y=44 мм. 

    Диаметры остальных участков вала назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

IV. Конструктивные размеры  шестерни и колеса.

    Шестерню  выполняем за одно целое с  валом, ее размеры определены выше:

                 d₁ = 67,45 мм;

                 d_a1 = 71,45 мм;               

                 b₁ = 61 мм.

    Колесо  кованое [1, стр.232]:

                 d₂ = 212,55 мм;

                 d_a2 = 216,55 мм;

                 b₂ = 56 мм.

    Диаметр  ступицы d_ст = 1,6·d_k = 80 (мм); длина ступицы l_ст = (1,2 1,5)·50 = 60 75 (мм), принимаем    l_ст = 65 мм.

    Толщина  обода δ_о = (2,5 4)·m_n = 5 8 (мм); принимаем δ_о = 8 мм.

    Толщина  диска С = 0,3·b₂ = 0,3·56 = 16,8 (мм).   
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

V. Конструктивные размеры  корпуса редуктора.

 

    Толщина  стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025·a_w + 1 = 0,025·140 + 1 = 4,5 (мм),

принимаем δ = 8 мм;

δ₁ = 0,02·a_w + 1 = 0,02·140 + 1 = 3,8 (мм),

принимаем δ₁ = 8 мм.

     

    Толщина  фланцев поясов корпуса и крышки:

  верхнего  пояса корпуса и крышки: 

b = 1,5·δ = 1,5·8 = 12 (мм);

b₁ = 1,5·δ₁ = 1,5·8 = 12 (мм). 

  нижнего  пояса корпуса: 

p = 2,35·δ = 2,35·8 = 19 (мм); 

принимаем p = 20 мм. 

   

    Диаметр  болтов:

-фундаментных:

d₁ = (0,03 0,036)·a_w+12=(0,03 0,036)·140 + 12 = 16,2 17,04 (мм);

принимаем болт с резьбой M20;

-крепящих крышку к корпусу у подшипников: 

d₂ = (0,7

0,75)·d₁ = (0,7 0,75)·20 =

= 14

15 (мм);

принимаем болты  с резьбой М16;

-соединяющих крышку с корпусом: 

d₃ = (0,5

0,6)·d₁ = (0,5 0,6)·20 =

= 10

12 (мм);

принимаем болты  с резьбой М12.

d₄=M10; C₁=25, C₂=21, C₃=18;

               K₁=48, K₂=39, K₃=33.

e = (1 1,2)d₂=14 16(мм).Принимаем e=15мм.

L_гнезда=48мм.

Размеры штифта:

• Диаметр мм.
• Длина мм.

Из  табл. 10.5[1] принимаем  штифт конический  ГОСТ 3129-70

 мм, мм

  VI. Первый этап компоновки редуктора

 

     Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. 

     Вычерчиваем упрощенно шестерню  и колесо в виде прямоугольников;  шестерня выполнена за одно  целое с валом; 

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса: 

      а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2δ=1.2*8=10 мм;

    б) принимаем зазор от окружности  вершин зубьев колеса до внутренней  стенки корпуса A = δ =10 мм;

     в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = δ =8 мм;

 

     Намечаем радиальные однорядные шарикоподшипники лёгкой серии для ведущего вала и ведомого вала; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников    d_п1 = 35 мм и d_п2 = 45 мм  

 

    Решаем вопрос о смазывании  подшипников. Принимаем для подшипников  пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания  смазки внутрь корпуса и вымывания  пластичного смазочного материала  жидким маслом из зоны зацепления  устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер y = 8-12 мм.  y=10ММ

    Измерением находим расстояния  на ведущем валу l₁ = 52м и на ведомом l₂ = 53м.

    Примем окончательно l₁ = l₂ = 53м. 
 
 
 
 

  VII. Проверка долговечности подшипника

 

  Ведущий вал:

     Из предыдущих расчётов имеем: F_t=2684 Н, F_r=998 Н, F_a=565 H. Из первого этапа компоновки: l₁=53 мм., мм.

     Реакции опор:

 В плоскости xz:

                             (Н);

                                 (Н).

                            

 В плоскости yz:

(Н); 

(Н). 

 Проверка: R_y1+R_y2-F_r =327,5+670,5-998=0 

 Суммарные реакции: 

(Н), 

 (Н). 

 Подбираем подшипники по более нагруженной опоре.

 Намечаем радиальные шариковые подшипники 309  d=45 мм; D=100мм; B=25мм          C=52,7 кН;     C₀=30,0 кН.

     Эквивалентная нагрузка:

      

      (Н), 

    В которой радиальная нагрузка  Pr2=2649 (H); осевая нагрузка P_a = F_a = 565H; (вращается внутреннее колесо); коэффициент безопасности      K_б =1,4 [1, табл. 9.19]; K_т =1 [1, 9.20].